Ústav konstruování a částí strojů

Transkript

1 Ústav konstruování a částí strojů Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu Design of the Belt Conveyor for the Piece Material Transport DIPLOMOVÁ PRÁCE 2018 Bc. Michal ADÁMEK Studijní program: N 2301 STROJNÍ INŽENÝRSTVÍ Studijní obor: 2301T047 Dopravní, letadlová a transportní technika Vedoucí práce: Ing. Jiří MRÁZEK, Ph.D.

2 Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 2 -

3 Prohlašuji, že jsem diplomovou práci s názvem: Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu vypracoval samostatně pod vedením Ing. Jiřího Mrázka, Ph.D., s použitím literatury, uvedené na konci mé diplomové práce v seznamu použité literatury. V Praze Bc. Michal Adámek Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 3 -

4 Poděkování Rád bych poděkoval Ing. Jiřímu Mrázkovi, Ph.D. za cenné rady, věcné připomínky a vstřícnost při konzultacích a vypracování diplomové práce. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 4 -

5 Anotační list Jméno autora: Bc. Michal ADÁMEK Název BP: Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu Anglický název: Design of the Belt Conveyor for the Piece Material Transport Rok: 2018 Studijní program: N2301 STROJNÍ INŽENÝRSTVÍ Obor studia: 2301T047 Dopravní, letadlová a transportní technika Ústav: Ústav konstruování a částí strojů Vedoucí BP: Ing. Jiří MRÁZEK, Ph.D. Bibliografické údaje: počet stran 114 počet obrázků 103 počet tabulek 19 počet příloh 19 Klíčová slova: Pásový dopravník, návrh dopravníku, dopravní pás, kusový materiál Keywords: Belt conveyor, design of the conveyor, transport belt, piece material Anotace: Tato diplomová práce se zabývá koncepčním návrhem pásového dopravníku pro přepravu kusových dílů. Dopravník je řešen parametricky v daném rozsahu konstrukčních a provozních parametrů. V zadaném rozsahu jsou uvedeny základní konstrukční výpočty, pevnostní výpočty a kontrolní výpočty. Další součástí je MKP analýza vybraného komponentu. Navržená konstrukce je zpracována jako plně parametrický 3D model. Abstract: This diplom thesis solves with design of the belt conveyor for the piece materiál transport. The conveyor is parametrically designed within a given range of design and operating paremeters. The specified range includes basic design calculations, strength caculations and control calculations. Another component is FEM analysis of the selected component. The design is processed as a fully parametric 3D model. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 5 -

6 Obsah 1. Úvod Cíle práce Rešerše Historie dopravníků Dopravníky Rozdělení dopravníků Pásový dopravník Rozdělení pásových dopravníků Popis jednotlivých částí dopravníku Schéma pásového dopravníku Hnací buben Vratný (napínací) buben Nosný rám Uložení kluzné desky Kluzná deska Podpěrný válec Pás Návrhová část Výpočet tažné síly v dopravním páse Výpočet kroutícího momentu hnacího bubnu Výpočet předepnutí pásu Maximální zatížení v krajním bodě pásu Konstantně rozložené zatížení pásu Výpočet parametrů elektropohonu Konstrukční část Obecný popis pásového dopravníku Popis hlavních konstrukčních celků Hnací buben Vratný buben Podpěrný válec Patka na straně motoru Napínací patka Zvon a přenos krouticího momentu Kluzná deska a její uložení Podpěrná konstrukce Spoje a spojovací součásti Volba a popis kupovaných komponentů Dopravní pás Elektromotor a šneková převodovka Pružná spojka Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 6 -

7 6.4. Ložiska Těsná pera Konstrukční profily Kontrolní část Kontrola a výpočet perových spojů Kontrola životnosti ložisek a kluzného pouzdra Trvanlivost ložiska 2201 E 2RS1TN Trvanlivost ložiska RSH Trvanlivost ložiska RSH Trvanlivost kluzného pouzdra PPMF Zhodnocení životnosti ložisek Kontrola silového šroubového spoje Výpočet předpětí Výpočet utahovacího momentu Výpočet namáhání šroubu Kontrola otlačení stykových ploch Pevnostní kontrola skupinového šroubového spoje Výpočet zatěžovacího momentu Výpočet přitěžujících sil do jednotlivých šroubů skupinového spoje Výpočet osového předpětí šroubu po montáži Diagram předepjatého šroubového spoje F-Δl a zatížení jeho jednotlivých částí Výpočet tuhosti šroubu Výpočet tuhosti přitěžovaných součástí Výpočet tuhosti odlehčovaných součástí Výpočet sil trojúhelníkového diagramu F - Δl Pevnostní kontrola šroubového spoje Kontrola tlaku v závitu Kontrola tlaku v dosedací kuželové ploše šroubu Kontrola skupinového šroubového spoje na příčnou sílu Zhodnocení skupinového šroubového spoje Výpočet metodou konečných prvků MKP Výpočet pomocí MKP kluzné desky Analýza kluzné desky o šířce 600 mm Analýza kluzné desky o šířce 100 mm Shrnutí výsledků MKP analýzy Závěr Použité značky Použité zdroje Seznam obrázků Seznam tabulek Seznam příloh Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 7 -

8 1. Úvod Tok materiálu (přeprava materiálu) ve výrobním průmyslu výrazně ovlivňuje náklady procesů a jejich efektivitu. Logistika toku materiálu je proto nedílnou a důležitou součástí výrobního procesu. Manipulace s materiálem zahrnuje veškeré přesuny v procesu výroby od vstupních surovin přes polotovary až po hotové výrobky. Tato manipulace zásadním způsobem ovlivňuje cenu i kvalitu koncového výrobku. Jako efektivní a vhodné řešení se často používají pásové dopravníky. Typ dopravníku musí odpovídat charakteru přepravovaného materiálu. Dále musí dopravník odpovídat provozním podmínkám, protože konstrukce dopravníku pro potravinářský průmysl nebo pro hutní průmysl bude rozdílná, jak z pohledu velikosti dopravníku, tak z pohledu konstrukce dopravníku. V neposlední řadě je také důležité prostředí, ve kterém dopravník bude pracovat. Rozdílný bude provoz dopravníku v již zmíněném sterilním potravinářském průmyslu a v prašném hutním průmyslu. Častým případem, při konstrukci dopravníku, je doplnění dopravníku do již existujících prostor výrobní linky, které si vyžádá reorganizaci výroby. Tato reorganizace může být dána např. změnou produktu nebo změnou okolního výrobního zařízení výrobní linky. V obecné rovině lze konstatovat, že konstrukce dopravníku by měla být co nejjednodušší. Jednoduchá konstrukce nám zajistí prakticky bezúdržbový provoz nebo časově nenáročnou údržbu v daných časových intervalech. Tato minimální údržba šetří čas a peníze při manipulaci s dopravovaným materiálem. Díky těmto výše vypsaným vlastnostem dopravníků se jedná o velmi žádané strojní zařízení, které snižuje pracovní vytížení lidí a snižuje náklady na výrobu či přepravu materiálu. Tato práce řeší jednoduchý pásový dopravník vhodný pro kusovou přepravu dílů v automatizovaném provozu. Hlavním požadavkem na konstrukci je jednoduché parametrické řešení. Takové řešení, které umožní jeho rychlou výrobu z dostupných předpřipravených polotovarů. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 8 -

9 2. Cíle práce Cílem této diplomové práce je navrhnout parametrický pásový dopravník pro přepravu kusového materiálu. Práce bude členěna do dvou základních částí. První rešeršní část práce bude obsahovat rozdělení běžně používaných dopravníků, popis základních konstrukčních prvků pásového dopravníku a běžně používané konstrukční varianty pásového dopravníku. Druhá konstrukční část bude obsahovat základní konstrukční výpočty, kontrolní výpočty, popis konstrukčních uzlů navrženého pásového dopravníku a soupis kupovaných komponentů pro výrobu pásového dopravníku. Nosná konstrukce pásového dopravníku bude řešena modulárně ze stavebnicových hliníkových profilů a spojek. Délka dopravníku bude řešena parametricky od 500 mm do mm, šířka pásu bude řešena parametricky od 100 mm do 600 mm s krokem po 100 mm. Dopravní rychlost bude řešena v rozsahu elektromotoru od 3 m/min do 21 m/min s krokem po 3 m/min, kde pro každou rychlost bude zvolena jedinečná kombinace elektromotoru s převodovkou. Maximální rovnoměrné zatížení dopravního pásu bude 60 kg. Z navržené konstrukce pásového dopravníku bude vytvořen 3D koncepční model řešení a z něj následně 2D sestavný výkres konceptu řešení s vybranými konstrukčními uzly. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu - 9 -

10 3. Rešerše V samotné rešeršní části je zmíněna historie dopravníků, rozdělení dopravníků a popis základních částí pásového dopravníku Historie dopravníků Manipulace s jakýmkoli materiály byla a je vždy spojena s lidskou činností při zajišťování základních životních potřeb. Již v samotném starověku bylo zapotřebí tisíců lidí, aby bylo možné pomocí jednoduchých prostředků pohybovat s velmi těžkými břemeny. Novými obchodními cestami se zvyšoval nárok na manipulaci se zbožím a tím se kladly vysoké nároky na lidskou sílu, jež byla hlavním zdrojem energie. První použití průmyslových dopravníků se datuje ke konci 18. století. První, velmi jednoduché dopravníky byly z dřevěného rámu, po kterém byl tažen kožený, plátěný nebo gumový pás. Tento první dopravníkový systém byl použit na přepravu sypkých materiálů, hlavně obilí. V této době byly tyto dopravníky používány na velmi krátkou vzdálenost. Společnost Hymle Goddard Logan obdržela první patent pro válečkovou dráhu v roce 1908, ale hlavní potenciál tohoto zařízení se projevil až o mnoho let později. V automobilovém průmyslu se dopravníkové dráhy začaly využívat až v průběhu 20. let 20. století. Dále se začaly vyskytovat dopravníky, které mohly nést těžší materiály na větší vzdálenosti. Dlouhé pásové dopravníky se staly nedílnou součástí v dolech a lomech na dopravu vytěženého materiálu (Obr. 3-1). Tom Loberg, zakladatel společnosti Hytrol Conveyor, navrhl v roce 1947 pojízdný dopravník pro přepravu pytlů s obilím (Obr. 3-2). Stejně jako u všech pohyblivých zařízení byla i zde bezpečnost uživatelů na prvním místě. Proto již v roce 1947 vznikli první normy týkající se bezpečnosti dopravníků. [1], [2] Obr. 3-1 Pásový dopravník na vytěžený materiál [1] Obr. 3-2 Dopravník pro přepravu pytlů [1] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

11 Největší vývoj v oblasti manipulace s kusovým i hromadným materiálem nastal po druhé světové válce. V této době strmě vzrostly požadavky na dopravovaný objem a také na dopravovanou vzdálenost. Těmito požadavky se dostal do popředí právě pásový dopravník, který následně prošel vývojem jak v samotné konstrukci, tak v řešení jednotlivých hlavních funkčních prvků, aby byl dopravník schopen plnit požadované úlohy. [10] 3.2. Dopravníky Na dopravníky lze dnes nahlížet z řady hledisek a podle nich je také můžeme rozdělovat, nebo popisovat. V následujícím textu lze nalézt ucelenou informaci a dělení dopravníků. Velkou výhodou těchto ústrojí je, že při nakládání i vykládání není potřeba dopravník zastavovat. Velká část dopravníků je součástí interiérů výrobních a skladových hal, ale externí dopravníky také nejsou výjimkou Rozdělení dopravníků Základní rozdělení dopravníků: [5] a) Dopravníky s tažným elementem dopravovaný materiál nevykonává žádný relativní pohyb vzhledem k tažnému členu. Do této skupiny patří dopravníky pásové, článkové, korečkové. b) Dopravníky bez tažného členu dopravovaný materiál vykonává relativní pohyb vzhledem k hnacímu členu. Do této skupiny patří dopravníky válečkové a šnekové nebo dopraní skluzy. Rozdělení dopravníků dle toku materiálu: a) Plynulý b) Taktový Rozdělení dopravníků dle počtu hnacích bubnů: a) Jednobubnové b) Vícebubnové Rozdělení dopravníků dle sklonu: a) Vodorovné b) Šikmé c) Svislé Rozdělené dopravníků dle konstrukce: a) Stabilní b) Pojízdné c) Přestavitelné Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

12 Rozdělení dopravníků dle druhu přepravovaného materiálu: a) Sypký materiál b) Kapaliny a plyny c) Kusový materiál Rozdělení dopravníků dle typu 1 : [4] a) Pásové dopravníky b) Řetězové dopravníky c) Řemenové dopravníky d) Článkové dopravníky e) Modulární dopravníky (Obr. 3-4) f) Válečkové tratě g) Vibrační dopravníky h) Šnekové dopravníky i) Korečkové dopravníky j) Podvěsné dopravníky (Obr. 3-3) k) Ostatní dopravníky Obr. 3-3 Podvěsný dopravník [25] Obr. 3-4 Modulární dopravník [6] 1 Tuto oblast celou přejímám ze zdroje [4]. V této klasifikaci můžeme diskutovat o jednotlivém rozřazení daných typů dopravníků. Korečkové dopravníky mohou být jak řetězové, tak pásové, ale z důvodu uvedení čtenáře do problematiky je z mého pohledu věcnější vytvořit samotnou skupinu korečkových dopravníků. Podvěsné dopravníky jsou zpravidla řetězové, ale z konstrukce dopravníku je pro čtenáře lepší, aby tyto dopravníky měli také svou skupinu. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

13 3.3. Pásový dopravník Pásový dopravník je mechanický dopravník s tažným a také nosným prvkem v podobě nekonečného pásu poháněného bubnem nebo bubny a podpíraného válečky či rovinnou (kluznou) deskou. Je vhodný pro dopravu kusových i sypkých materiálů ve směru vodorovném, šikmém a ve zvláštních případech směru strmém nebo svislém. [8] Pásové dopravníky (Obr. 3-5) jsou jedním z nejrozšířenějších dopravníků vůbec. Tato skutečnost je odůvodněna jejich příznivými technickými i ekonomickými vlastnostmi. Tyto vlastnosti plynou zejména z velké pracovní rychlosti, v průměru 1 m/s až 2 m/s, maximálně 8 m/s. Výhodou této rychlosti je při daném výkonu malé měrné zatížení pásu. Oproti jiným druhům dopravníků je i spotřeba energie pro pohon, vztažená na jednotkové dopravované množství, menší. Samotná konstrukce pásového dopravníku je velmi rozmanitá. Od nejjednoduššího dopravníku šířky 400 mm a délky 3,5 m až po největší dopravníky šířky 2600 mm a délky několik kilometrů. [9] Rozdělení pásových dopravníků Pásové dopravníky mohou být: [8] a) Stabilní (Obr. 3-5) b) Pojízdné (Obr. 3-6) c) Přenosné (Obr. 3-7) Obr. 3-5 Stabilní dopravník [12] Obr. 3-6 Pojízdný dopravník [13] Obr. 3-7 Přenosný dopravník [11] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

14 Dále rozlišujeme dopravníky s pásy dle materiálu dopravního pásu: a) Pryžovými b) PVC c) Silikonovými d) Polyuretanovými e) Silonovými (textilními) f) Polyamidovými Podle sklonu a tvaru dopravní trasy: [7] a) Vodorovné (Obr. 3-8) b) Šikmé dovrchní (Obr. 3-9), resp. úpadní (Obr. 3-10) c) Lomené konvexní (Obr. 3-11), resp. konkávní (Obr. 3-12) Obr. 3-8 Vodorovný dopravník [7] Obr. 3-9 Šikmý dovrchní dopravník [7] Obr Šikmý úpadní dopravník [7] Obr Lomený konvexní dopravník [7] Obr Lomený konkávní dopravník [7] 3.4. Popis jednotlivých částí dopravníku V této části jsou popsané jednotlivé hlavní stavební části pásového dopravníku. Dále jsem zde vytvořil menší přehled možných konstrukčních uspořádání, ze kterých budu následně vycházet v samotné konstrukční části. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

15 Schéma pásového dopravníku 1 Hnací buben (kapitola ) 2 Hnaný (napínací) buben (kapitola ) 3 Nosný rám Nosný profil (kapitola ) 4 Nosný rám Příčný profil (kapitola ) 5 Uložení kluzné desky (kapitola ) 6 Kluzná deska (kapitola ) 7 Podpěrný válec vratné větve pásu (kapitola ) 8 Pás (kapitola ) Obr Schéma pásového dopravníku [14] Hnací buben Hlavním úkolem hnacího bubnu je přenos krouticího momentu z hřídele motoru na pás dopravníku. Buben je vyroben jako odlitek nebo jako svařenec čtyř částí: osy (hřídele), dvojice čel, obvodového pláště a zpevňujících žeber. Po svaření je buben dále opracováván na požadovaný rozměr a geometrické tolerance. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

16 Tření mezi bubnem a pásem je velmi důležité pro přenos kroutícího momentu z bubnu na tažnou sílu v pásu, ale může snižovat životnost pásu. Při nevhodné volbě kombinace materiálů pak tření může snížit životnost pásu kvůli efektu tzv. plazení pásu. Při použití klasického hladkého bubnu je menší součinitel tření a tím nižší účinnost, avšak při prokluzu pásu na bubnu se pás méně poškodí. Při použití Obr Hnací buben s pogumovaným drážkováním kovového drážkovaného bubnu nebo pogumovaného drážkovaného bubnu (Obr. 3-14), zvýšíme tím součinitel tření. Pokud však dojde k prokluzu, dojde zároveň k většímu opotřebení pásu, které bývá zpravidla již nevratné a tím se snižuje životnost pásu. Jelikož je na hladkém povrchu bubnu pás směrově nestabilní, provádí se další technologické úpravy, aby se zabránilo bočnímu posuvu pásu na bubnu. První konstrukční variantou je vytvořit v bubnu klínovou drážku (Obr. 3-15). Na spodní stranu pásu se nalepí klínový řemen a ten vymezuje polohu pásu na bubnu, Obr Buben s klínovou drážkou ale tato varianta se při výrobě dopravníků moc nepoužívá kvůli nízké životnosti spoje pásu a klínové části. Druhou variantou je tzv. bombírování hnacího válce. Bombírováním se rozumí elipsovitý povrchu válce od kraje ke středu na obou stranách. Jelikož je výroba tohoto povrchu náročná, vyrábí se místo elipsovitých ploch na koncích bubnu pouze jednoduchá kuželová plocha (Obr. 3-16). Stabilizují pás jednak díky vlivu odstředivé Obr Zjednodušený kuželový tvar bubnu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

17 síly jako u plochých řemenic a také díky vlivu rozdílných tahových sil v jednotlivých průřezech s rozdílnými průměry kontaktu Samotný buben je uložen ve dvou ložiscích, kde ložisko blíže u motoru je pevně přimontováno na nosném rámu. Ložisko dále od motoru je připevněno k nosnému rámu s možným podélným posuvem. Tento posuv slouží k natočení válce tak, aby bylo možné nastavit pás při záběhu dopravníku. Pro splnění naklápění válce je zapotřebí použití naklápěcího kuličkového ložiska (Obr. 3-17) nebo soudečkového ložiska (Obr. 3-18). Tyto ložiska dovolí naklápění vnitřního kroužku a tím naklápění bubnu. Obr Naklápěcí kuličkové ložisko [15] Obr Soudečkové ložisko [15] Pohon elektromotorem Pohon elektromotorem je pro výrobu jednodušší konstrukční varianta oproti použití elektrobubnu. Jedná se také o levnější variantu pohonu dopravníku v pozovníní s elektrobubnem. Další výhodou je hmotnost zatížení, kde se u tohoto typu pohonu dá dopravník Obr Pozice elektromotoru [6] zatížit až 350 kg a také jsou pracovní rychlosti vyšší, až 70 m/min. Nevýhodou tohoto pohonu je přítomnost elektromotoru. Elektromotor je buďto vedle dopravníku napojen přes převody přímo na hnací buben (Obr 3-19 pozice 40CD) nebo je pod dopravníkem a převod je zajištěn přes převody a řemen na hnací buben (Obr pozice 40C). Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

18 Umístění elektromotoru, jak je vidět na Obr. 3-19, je možné trojím uspořádáním: tzv. tažné uspořádání motor vpředu po směru rotujícího pásu (pozice 40CD), středový pohon pásu, tlačné uspořádání 2 motor vzadu po směru rotujícího pásu (pozice 40C). Důsledek uspořádání na dopravní pás v kapitole Pás Pohon elektrobubnem Pohon elektrobubnem je pro konstrukci stejný jako pohon elektromotorem. Velkou výhodou u této varianty je fakt, že zde není v místě pohonu přítomen motor a tím se šetří prostor kolem dopravníku (Obr 3-20). Samotný pohonný mechanizmus je umístěn přímo v hnacím bubnu (Obr. 3-21). Jak je patrné na Obr. 3-21, z elektrobubnu vystupuje pouze napájecí kabel, který vede potřebný elektrický proud k elektromotoru. Elektromotor je připojen na planetovou převodovku a z planetové převodovky je přenášen kroutící moment na hnací buben. Elektrobubny mohou mít povrch buď hladký nebo drážkovaný, pro větší tření mezi pásem a bubnem. Obr Pásový dopravník e elektrobubnem [13] Nevýhodou oproti elektromotoru je v zatížení a rychlosti dopravníků. Obr Elektrobuben [13] Elektrobuben vygeneruje menší kroutící moment a zatížení pásu je dáno pouze na 35 kg. Maximální rychlost je také menší než u klasického elektromotoru. Motor elektrobubnu se hůře chladí, proto může být obtížnépoužití s frekvenčním měničem pro řízení dopravní rychlosti. 2 Tlačné uspořádání je běžně používaný pojem v terminologii pásových dopravníků pro kusovou přepravu, i když je zřejmé, že pás nepřenáší sílu tlakem ale tahem přes obě dvě větve. Při pohledu na dopravník z vrchu (půdorysu) se z uspořádání může zdát, že pohon tlačí materiál na pásu, odtud tedy toto označení. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

19 Vratný (napínací) buben Vratný buben (Obr. 3-22) slouží hlavně k napínání dopravního pásu. Je vyroben stejně jako buben hnací. Povrch tohoto bubnu se většinou vyrábí hladký, protože zajišťuje napínání pásu. Stejně jako hnací buben je tento buben také konstruován tak, aby byl pás příčně stabilizován. Proto je na hnaném bubnu, jako na hnacím, buďto klínová drážka (Obr. 3-15) nebo je hnaný válec bombírovaný (Obr. 3-16). Buben je uložen ve dvou ložiskách. Oproti hnacímu bubnu je hnaný buben uložen v ložiskách, kde je na obou stranách možnost podélného posuvu osy. Oboustranný posuv nám zajišťuje dvě funkce. První funkcí je samotné napínání pásu, kde se obě ložiska dají posouvat podélně vpřed či vzad. Druhou funkcí je natáčení bubnu z důvodu vycentrování bubnu tak, aby byl pás stabilní a nedocházelo k jeho vybočování. Používané ložiska jsou stejné jako u hnacího bubnu, tzn. naklápěcí kuličkové ložisko (Obr. 3-17) nebo soudečkové ložisko (Obr. 3-18) Nosný rám Obr Vratný buben [18] Nosný rám je základním prvkem dopravníku. Může být vyráběn dvěma způsoby, jako např. svařováním z plechů a profilů nebo spojováním drážkových hliníkových profilů. V této části se omezím na tyto drážkové hliníkové profily, protože nosný rám bude vyráběn tímto způsobem. Profily se spojují pomocí šroubů (Obr. 3-23) s hlavou tvaru T nebo se čtvercovou hlavou. K tomuto šroubu je uzpůsobena také drážka v hliníkovém profilu (Obr. 3-24) kam šroub zapadne a zakousne se do hliníkového profilu zoubkem na dosedací části hlavy šroubu. Obr Spojování hliníkových profilů [29] Obr Drážka profilu a hlava šroubu [29] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

20 Velkou výhodou drážkových hliníkových profilů je možnost rychlého přidání či odebrání dalších komponentů dopravníku. Samotné tvary a konstrukce drážkovaných hliníkových profilů jsou velmi rozmanité a výrobců je také velká řada. Proto bych se omezil na výrobce Rexroth Bosh Group. Tato firma vyrábí různé rozměry hliníkových profilů, v rastru od 20 mm do 60 mm a jejich násobků, různých tvarů: čtvercové, obdélníkové, L profily, zaoblené, válcové, aj. Pro podélný profil bych se omezil na profily obdélníkové (Obr. 3-25) a L profily (Obr. 3-26). Tyto profily mají více drážek pro uchycení všech komponentů dopravníku a stále ještě zůstanou volné drážky pro případné doplňky k dopravníku. Obr Obdélníkový profil [29] Obr L profil [29] Pro příčný profil bych volil čtvercový profil z důvodu menšího využití drážek. Příčný profil bude sloužit ke spojení hlavního podélného profilu. Tato volba se také promítne do finanční stránky, kdy čtvercový profil bude levnější. Dále bych pouvažoval o možnostech čtvercového profilu, kde je možnost mít drážky na všech 4 stranách profilu, ale také je možnost mít některé drážky zaslepené - jednu, dvě nebo tři zaslepené drážky. Pro účely příčného profilu bych se vymezil na použití 2 variant: čtvercový profil se 4 drážkami (Obr. 3-27) a čtvercový profil se 3 drážkami (Obr. 3-28). Důvod volby těchto 2 profilů je vzhledem k umístění kluzné desky dopravníku. Obr Čtyřdrážkový čtvercový profil [29] Obr Třídrážkový čtvercový profil [29] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

21 Uložení kluzné desky Uložení kluzné desky je velmi jednoduché. Pro uchycení kluzné desky na nosný rám se nejčastěji používá oboustranná lepící páska. Jde o speciální lepící pásku, která po montáži přilepí desku k nosnému profilu a při demontáži ve většině případů dochází k trvalému poškození kluzné desky a někdy i k poškození části nosného rámu. Samotná funkce této pásky není jen připevnění desky ke konstrukci dopravníku, ale také snižuje hlučnost. Jelikož je kluzná deska vyrobena z plechu, může být zdrojem nepříjemných vibrací a tím nepříjemného hluku. Lepící páska tyto vibrace snižuje a tím snižuje i hlučnost provozu. Další uložení je možné pomocí šroubu. Výhodou této konstrukce je snadná montáž do drážek nosného profilu a snadná demontáž. Nevýhodou oproti lepící pásce bývá větší hluk způsobený již zmíněnými vibracemi Kluzná deska Kluzná deska je většinou tvořena plechem. Po ukotvení desky na nosný rám tvoří tzv. ložní profil pro dopravníkový pás. Z důvodu použití kluzné desky je zapotřebí v praktické části volit pás, který je určený na provoz s kluznou deskou, tzn. pás se sníženým koeficientem tření. Důvod použití kluzné desky je velmi jednoduchý. U válečkové stolice je velmi složitá konstrukce a tím by se tření snížilo jen o malou část. Proto je jednodušší použít kluznou desku, kde je konstrukce velmi jednoduchá a použít pás určený právě pro provoz s kluznou deskou. Použití podpěrných válečků je pro kusové díly např. složitých tvarů problematické. Deska je konstruována většinou na více částí, hlavně u delších dopravníků. Důvodů je několik. Prvním důvodem jsou rozměry plechového polotovaru kluzné desky a také celková hmotnost. U delších dopravníků by se velmi složitě manipulovalo s delšími deskami. Dalším důvodem je i věc následných oprav. Pokud se nám poškodí část desky a deska je dělená, dá se vyměnit pouze daná část a nemusíme vyměňovat desku po celé délce dopravníku. Dalším konstrukčním prvkem bývá mírný náběh na začátku a konci desky, který slouží k snadnému přechodu pásu z bubnu na desku. Poslední konstrukční částí jsou otvory pro šrouby (pro případ montáže kluzné desky pomocí šroubového spoje). Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

22 Podpěrný válec Podpěrné válečky vratné větve slouží k podpírání vratné (spodní) větve dopravníkového pásu. Samotné podpěrné válce se používají pro dlouhé dopravníky, kde by hrozilo prověšení vratné větve dopravníkového pásu. Mezi válečky a pásem by mělo být co nejmenší tření. Válečky by měli být jednoduše uložené s co nejmenšími odpory Pás Pás je hlavní konstrukční částí pásového dopravníku, který zajišťuje kontakt a přesun materiálu na straně jedné a přenos krouticího momentu z hnacího bubnu do tahové složky v pásu na straně druhé. Požadavky na dopravní pás jsou vysoké. Hlavním kritériem je vysoká odolnost pásu proti opotřebení a odolnost díky vlivům způsobeného dopravovaným materiálem. Dále je požadována vysoká životnost pásu a velká podélná tuhost. Velká podélná tuhost má za důsledek menší prodloužení pásu, jak při malém, tak i při velkém zatížení pásu. Dalším požadavkem na pás je odolnost proti střídavému namáhání a malá hmotnost pásu. [20] Rozdělení dopravních pásů Dopravní pásy s kostrou: [23] a) Textilní kostra b) Ocelová kostra c) Speciální kostra Dopravní pásy bez kostry: [23] a) Textilní pás b) Ocelový pás c) Pletivový (drátěný) pás Dopravní pásy bez kostry Dopravní pás bez kostry je tvořen jediným druhem materiálu. Tento materiál dává pásu podélnou, ale i příčnou pevnost a další požadované vlastnosti zmíněné výše. Dále se do této skupiny dají řadit také pásy modulární. Dopravní pás bez kostry slouží hlavně k technologickým a mezioperačním manipulacím. Používají se k dopravě kusového materiálu na kratší vzdálenosti. Pro delší vzdálenosti je použití těchto dopravníků nepraktické a hlavně neekonomické. [23] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

23 Dopravní pásy s kostrou Dopravní pás s kostrou je tvořen z nosných částí (textilní nebo ocelové vlákno) a gumovou (pryžovou) matricí (Obr 3-29). Textilní nebo ocelové vlákno tvoří tzv. kostru dopravního pásu a přenáší veškerou zátěž, která působí na pás při provozu. Kostra dodává dopravnímu pásu pevnost v příčném i podélném směru. Pryžová (polyvinylchloridová PVC, polyuretanová PU) matrice umožňuje samotnou přepravu materiálu a zároveň slouží jako ochrana nosné kostry pásu před abrazivními nebo chemickými účinky dopravovaného materiálu. [23] Obr Řez dopravním pásem s kostrou [19] Dopravní pás může být buď plochý nebo opratřen různými lopatkami nebo žebry. Pokud je dopravník vodorovný nebo je dopravník s malým spádem, můžeme použít pás plochý (Obr. 3-30). Pokud je sklon dopravníku velký (zpravidla u sypkých látek větší než sypný úhel) je většinou pás opratřen lopatkami nebo žebry (Obr. 3-31). Při vertikální dopravě je pás opratřen tzv. korečky (Obr. 3-32). Obr Plochý pás [13] Obr Pás s žebry [21] Obr Pás s korečky [22] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

24 Spojování pásů Spojování dopravních pásů je nedílnou součástí výroby. Jelikož se pásy vyrábí v určitých délkách, je potřeba konce pásu spojit, aby vznikl nekonečný tažný prvek. Můžeme rozlišovat dva základní druhy spojování dopravních pásů: a) Mechanický spoj (rozebíratelné spojení) pomocí mechanických spojek b) Vulkanizace (nerozebíratelné spojení) dále dělíme: a. Za tepla pomocí vulkanizačních lisů b. Za studena (lepení) pomocí speciálních lepidel a tužidel Dále můžeme rozlišovat dva typy spojů: a) Příčné b) Podelné Mechanické spojování dopravních pásů se provádí pomoců různých spojek, tzv. spon. Podle tvaru, provedení a způsobu spojení je lze rozdělit do 2 skupin: a) Kloubové spojky Toto provedení je velmi výhodné a to díky svému rychlému spojení a rozpojení pásu. Na obou koncích pásu jsou přimontované spony nebo háčky, které se pomocí jehly nebo lanka propojí (Obr. 3-33). [23] Obr Kloubové mechanické spojení [23] b) Pevné spojky Toto provedení je velmi výhodné z důvodu schopnosti přenosu vyššího tahového zatížení. Další výhodou tohoto spojení je možnost opravit trhlinu v páse. Spoj je složen ze dvou rovných destiček (spodní a horní). Tyto Obr Pevné mechanické spojení [23] destičky jsou spojeny skrz otvory v páse (Obr. 3-34). Jelikož jsou pevné spojky schopny přenést velké zatížení, většinou se používají v těžkém průmyslu. [23] c) Vulkanizace za tepla Provádí se za současného působení teploty a tlaku. Při výrobě spoje se klade velký důraz na okolní podmínky (okolní teplota, prach aj.), proto je výroba tohoto spoje komplikovanější než u jiných spojů, avšak se používá nejčastěji ke spojování dopravních pásů. Velkou výhodou tohoto spoje je maximální tahová pevnost spoje. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

25 Vulkanizací za tepla se nejčastěji spojují pryžo-textilní a ocelokordové dopravní pásy. [23] d) Vulkanizace za studena Tato vulkanizace se provádí vlivem chemických reakcí, bez použití vulkanizačního lisu. Touto metodou se spojují dopravní pásy s tahem do N/mm s pracovní teplotou do 80 C. Velkou nevýhodou je, že pevnost spoje nedosahuje takové hodnoty jako pevnost pásu, ale tato metoda je oblíbená z důbodu krátké doby spojování pásu, užití v těžko přístupných místech, dále možnosti užití i ve výbušném prostředí a také není potřeba vulkanizačního lisu. K lepení se využívá jednosložkových a dvousložkových lepidel. Tato metoda se používá ke spojování pryžo-textilních dopravních pásů. [23] Uspořádání pohonu dopravních pásů Uspořádání pohonu dopravního pásu je velmi důležité řešit hned při návrhu dopravníku. Podle volby umístění pohonu dopravníku je pás více či méně namáhán na tah, ohyb a další namáhání. a) Tažné uspořádání Toto uspořádání je nejpoužívanější. Hnací buben je umístěn v koncové (výložné) části (Obr. 3-35). Tato konstrukce je šetrnější k dopravnímu pásu. Tzv. tažné uspořádání spočívá v tažení pásu po kluzné desce s tím, že spodní vratná větev je ochablá (nazetížená). Výhodou tohoto uspořádání je menší namáhání pásu (menší protažení dopravního pásu) a také větší účinnost přenosu kroutícího momentu z bubnu na dopravní pás. Obr Tažné uspořádání [24] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

26 b) Tlačné uspořádání 3 Hnací buben je umístěn na vstupní (nakládací) části (Obr. 3-36). Jelikož je hnací buben uložen na vstupu, je více namáhán dopravní pás. Spodní větev je tažená, a přes napínací buben táhne dál také horní větev. Nedochází k odlehčení dopravního pásu a tím je pás mnohem více namáhán, protože je namáhán plným tahem v obou větvích. Jeho prodloužení od zatížení je tedy také větší a s tím je nutné počítat v návrhu napínání pásu. Další nevýhodou je menší účinnost dopravníku (mnenší přenost kroutícího momentu z bubnu na dopravní pás). Obr Tlačné uspořádání [24] 3 Tlačné uspořádání je běžně používaný pojem v terminologii pásových dopravníků pro kusovou přepravu, i když je zřejmé, že pás nepřenáší sílu tlakem ale tahem přes obě dvě větve. Při pohledu na dopravník z vrchu (půdorysu) se z uspořádání může zdát, že pohon tlačí materiál na pásu, odtud tedy toto označení. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

27 4. Návrhová část Tato kapitola obsahuje návrhové výpočty dopravníku a volbu nakupovaných komponentů Výpočet tažné síly v dopravním páse Pro výpočet tažné síly v páse je hlavním aspektem použitý pás. Dalším aspektem je použití konstrukční varianty (volba kluzné desky nebo podpěrných válců v tažné větvi). Již teď je tedy potřeba vybrat danou konstrukční variantu. Jelikož je tato varianta požadována, žádná volba být prováděna nemusí a u tohoto pásového dopravníku bude použita varianta s kluznou deskou. Dále je potřeba se omezit na určitý dopravní pás, který také ovlivní součinitele tření mezi pásem a bubnem a pásem a kluznou deskou. Jelikož je dopravník určen pro kusovou přepravu v rozmezí teplot (+10 až +50) C, tak pro konstrukční řešení mi postačí dopravní pásy z materiálu PVC (polyvinylchlorid) nebo materiálu PU (polyurethan). Podle těchto teplotních a materiálových požadavků je potřeba vybrat vhodný dopravní pás. V níže uvedené Tab. 4-1 jsou vybrané parametry některých dopravních pásů od výrobce CHIORONO S.p.A. Pro bližší informace jsou technické listy všech těchto dopravních pásů přiloženy v Elektronické příloze Tab. 4-1 Vybrané vlastnosti dopravních pásů Označení pásu Materiál Tření mezi deskou a pásem Tření mezi pogumovaným bubnem a pásem Teplota min Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu Teplota max [-] [-] [ C] [ C] 1M6 U0-V5 PVC 0,2 0, M6 U0-V5 N PVC 0,2 0, MT5 U0-V3 N PVC 0,2 0, M8 U0-V5 A PVC 0,2 0, M8 V0-V5 FM N PVC 0,2 0, M12 U0-V7 LG PVC 0,2 0, M5 U0-U0 HP A PU 0,2 0, M5 U0-U2 W A PU 0,2 0, M5 U0-U2 LF W A PU 0,2 0, M5 U0-U2 A PU 0,2 0, M5 U0-U2 HP W A PU 0,2 0, M5 U0-U2 HP VL blue A PU 0,2 0, Z tabulky je patrné, že tření mezi deskou a pásem a tření mezi pogumovaným bubnem a pásem se nemění. Podle jiného výrobce dopravních pásů firmy W. H. MÜLLER s.r.o. je podle katalogu dopravních pásů koeficient tření mezi deskou a pásem také 0,2 a tření mezi pogumovaným bubnem a deskou 0,3.

28 Stejné hodnoty najdeme také v katalogu společnosti GUMEX [35]. U PVC dopravního pásu se nemění ani teploty, proto v případě použití PVC dopravního pásu nemají tyto hodnoty na volbu pásu žádný vliv. V případě PU dopravního pásu mě bude zajímat, v jaké teplotní relaci bude dopravní pás pracovat. Pro výpočet tažné síly v pásu vyjdu ze základního Eulerova vztahu Kde: T 1 T 2 = e μα T1 [N] tahová síla působící v horní větvi dopravního pásu T2 [N] tahová síla působící v dolní větvi dopravního pásu µ [-] součinitel tření mezi bubnem a pásem α [rad] úhel opásání dopravního pásu na bubnu e [-] Eulerovo číslo, e=2,71828 (4-1) Dalším vztahem pro výpočet a následnou kontrolu správného výsledku použiji vztah T = T 1 T 2 (4-2) Kde: T [N] celková síla (odpor) vyvolaná zatížením pásu Pro samotný výpočet z výše uvedené tabulky je tření mezi deskou a pásem f = 0,2 a tření mezi pogumovaným bubnem a pásem µ = 0,3. Maximální zatížení dopravníku je m = 60 kg a úhel opásání α = 180 = π. T = N f = m g f (4-3) T = 60 9,81 0,2 = 117,72 = 120 N (4-4) Kde: N [N] normálová síla, která se rovná maximálnímu zatížení dopravního pásu f [-] součinitel tření m [kg] zatížení dopravního pásu g [ms -2 ] tíhové zrychlení Jelikož mám dvě neznámé T1 a T2 a máme dvě rovnice (4-1) a (4-2), znamená to, že jednoduchým vyjádřením neznámých z rovnic dostanu vztahy pro výpočet jednotlivých sil tažného zatížení dopravního pásu. T 1 = T 2 e μα (4-5) T 2 = T e μα 1 Po dosazení (4-6) T 2 = 117,72 = 75,157 = 80 N (4-7) e 0,3 π 1 T 1 = 75,157 e 0,3 π = 192,877 = 200 N (4-8) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

29 Pro kontrolu správného výpočtu dosadíme zpět do rovnice (4-2) 192,877 75,157 = 117,72 Obr. 4-1 Tahové síly v dopravním páse za pohybu 4.2. Výpočet kroutícího momentu hnacího bubnu Pro výpočet kroutícího momentu hnacího bubnu vyjdu z vypočtené síly T, kterou vygeneruje zatížení od maximálního zatížení. Pro výpočet budu vycházet z průměru hnacího bubnu D = 50 mm. M = T D 2 (4-9) Po dosazení pro hmotnost m = 60 kg: M 60 = 120 0,025 = 3 Nm (4-10) Kde: M [Nm] kroutící moment hnacího bubnu D [mm] průměr hnacího bubnu 4.3. Výpočet předepnutí pásu Výpočet předepnutí dopravního pásu je velmi důležitou součástí návrhového výpočtu. Z Eulerova vztahu vyplívá, že je ve všech provozních stavech dopravníků nutné předepnutí spodní větve T2. Při nedostatečném předepnutí není přenášena tahová složka z bubnu na pás a dochází k nežádoucímu provoznímu stavu prokluzu. Je nutné si uvědomit, že pás je pružný prvek a s rostoucím zatížením se také prodlužuje. Pro správnou funkci dopravníku, tedy po provozním zatížení pásu a jeho prodloužení musí zůstat ve spodní větvi vypočtená hodnota předepnutí T2. Pokud bychom tento výpočet neprovedli, mohlo by se stát, že po maximálním zatížení se dopravní pás zastaví, v důsledku prodloužení pásu z pracovního zatížení. Dojde ke snížení předepnutí T2 a ke snížení přenosu hnacího účinku z bubnu na pás (viz Eulerův vztah (4-1)). Na Obr. 4-2 je vidět průběh tahové síly v dopravním páse. Na obrázku, i v následném výpočtu, jsem zanedbal tření mezi dopravním pásem a vratným bubnem. Z tohoto důvody body 3 a 4 na vratném Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

30 bubnu jsou totožné. Pokud by nedošlo k zanedbání tření, mezi bodem 3 a 4 by došlo ke zmenšení síly z bodu 3 do bodu 4. Z tohoto hlediska se tomuto diagramu říká Zjednodušený tahový diagram. Červená čára na Obr. 4-2 znázorňuje teoretický průběh síly v páse. Prodloužení pásu vlivem jeho zatížení ale způsobí snížení předpětí. V důsledku toho se skutečný průběh posune ekvidistantně níže (viz Obr. 4-2). Obr. 4-2 Rozložení tlakové síly v dopravním páse Maximální zatížení v krajním bodě pásu Výpočet vychází z umístění břemena o maximálním zatížením 60 kg v místě 3, které je vidět na Obr 4-3. Jedná se o modelově nejhorší teoreticky možný případ zatížení, kdy je veškerá hmota soustředěna do bodu 3 (teoretický výpočetní model, který je nejhorší z hlediska prodloužení pásu). Všechny reálné stavy pak budou vždy příznivější. Toto zatížení nám vyvolá konstantní zatížení po celé délce tažné větve dopravního pásu. Obr. 4-3 Konstantní rozložení síly T 1 Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

31 Jako první krok je výpočet potřebné síly, která protáhne dopravní pás na celé šířce pásu o 1 %. V tomto výpočtu se proto omezím na základní dopravní pás 1M6 U0-V5, který je popsán v kapitole 6.1. Prodloužení dopravního pásu o 1 % způsobí síla o velikosti 6 N/mm. Jelikož máme maximální šířku dopravního pásu 600 mm, musím získat sílu potřebnou k protažení celé šířky pásu právě o 1 %. F l = F 1% B P (4-11) F l = (4-12) F l = N Kde: F l [N] síla, která prodlouží dopravní pás o dané šířce o 1 % F 1% [N/mm] síla, která prodlouží o 1 mm pás o šířce 1 % B P [mm] šířka dopravního pásu Dalším krokem je výpočet délky, o kolik se dopravní pás prodlouží při pracovním zatížení. Kde: x = L P1 T F l x = x = 2 mm x [mm] pracovní prodloužení dopravního pásu způsobené výrobky F l [N] síla, která prodlouží dopravní pás o dané šířce o 1 % Lp1 = [mm] délka dopravního pásu v tažné (horní) větvi T1 [N] tahová síla působící v horní větvi dopravního pásu (4-13) (4-14) Krokem číslo tři je výpočet prodloužení od předpětí silou T2 = 80 N. Postup je totožný jako při výpočtu prodloužení při zatížení silou T1. Jelikož předepínám celý dopravní pás, musíme uvažovat celkovou délku pásu, tj. Lp = m. x p = L P 100 T 2 F l x p = x p = 2, 67 mm (4-15) (4-16) Kde: xp [mm] prodloužení dopravního pásu po předepnutí Lp [mm] délka dopravního pásu F l [N] síla, která prodlouží dopravní pás o dané šířce o 1 % T2 [N] tahová síla působící v dolní větvi dopravního pásu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

32 Výše uvedené výpočty mi ukazují o kolik milimetrů se dopravní pás prodlouží při jednotlivých stavech (pracovní prodloužení, prodloužení od předpětí pásu). Jelikož se v obou stavech prodlouží pás a tím se sníží velikost síly T2, musím přepočítat počáteční předepínací sílu T2 tak, by po maximálním zatížení sila T2 byla stále větší než minimální požadované předepnutí T2 = 80 N. Jelikož předepínáme celý dopravní pás, musíme uvažovat celkovou délku pásu, tj. Lp = m. T TE = x 100 F l L P T TE = T TE = 60 N Výpočet potřebného korigovaného předpětí (4-17) (4-18) T 2K = T TE + T 2 (4-19) T 2K = (4-20) T 2K = 140 N T 1K = T 3K + T 1 (4-21) T 1K = (4-22) T 1K = 260 N Z výše uvedeného výpočtu vyplývá, že pokud předepnu dopravní pás silou T2K = 140 N, tak při maximálním zatížení dopravníku hmotností 60 kg mi toto předepnutí zajistí funkčnost přenosu kroutícího momentu z hnacího bubnu na dopravní pás a tím nedojde k zastavení dopravního pásu v důsledku odlehčení vratné (spodní) větvě dopravního pásu. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

33 Konstantně rozložené zatížení pásu Tento model reprezentuje spojité rozložení hmotnosti v celé délce pásu, velikost šrafované plochy na Obr. 4-4 je přímo úměrná prodloužení pásu. Proti extrému uvedenému v předchozí kapitole bude poloviční. Toto rozložení síly má za důsledek, že prodloužení dopravního pásu je o polovinu menší. Velkou výhodou této varianty je, že počáteční předpětí bude menší než při konstantním rozložení hmotnostního zatížení pásového dopravníku. Při výpočtu vycházím ze stejných vztahů, jako při výpočtu předpětí v kapitole Jako první krok je výpočet potřebné síly, která protáhne dopravní pás na celé šířce pásu o 1 %. V tomto výpočtu se proto omezím na základní dopravní pás 1M6 U0-V5, který je popsán v kapitole 6.1. Prodlužení dopravního pásu o 1 % způsobí síla o velikosti 6 N/mm. Jelikož máme maximální šířku dopravního pásu 600 mm, musím získat sílu potřebnou k protažení celé šířky pásu právě o 1 %. F l = F 1% B P (4-23) F l = (4-24) F l = N Kde: F l [N] síla, která prodlouží dopravní pás o dané šířce o 1 % F 1% [N/mm] síla, která prodlouží o 1 mm pás o šířce 1 % B P [mm] šířka dopravního pásu Obr. 4-4 Spojité zatížení dopravníku Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

34 Dalším krokem je výpočet, o kolik se dopravní pás prodlouží při pracovním zatížení. Toto zatížení je stejné jako vypočtená síla T1 = 120 N. Kde: x = L P1 T F l x = x = 1 mm x [mm] pracovní prodloužení dopravního pásu způsobené výrobky F l [N] síla, která prodlouží dopravní pás o dané šířce o 1 % Lp1 = [mm] délka dopravního pásu v tažné (horní) větvi T1 [N] tahová síla působící v horní větvi dopravního pásu (4-25) (4-26) Krokem číslo tři je výpočet prodloužení od předpětí silou T2 = 80 N. Postup je totožný jako při výpočtu prodloužení při zatížení silou T1. Jelikož předepínám celý dopravní pás, musíme uvažovat celkovou délku pásu, tj. Lp = m. x p = L P 100 T 2 F l x p = x p = 2, 67 mm (4-27) (4-28) Kde: xp [mm] prodloužení dopravního pásu po předepnutí Lp [mm] délka dopravního pásu F l [N] síla, která prodlouží dopravní pás o dané šířce o 1 % T2 [N] tahová síla působící v dolní větvi dopravního pásu Posledním krokem, jako v kapitole je výpočet korigovaného předpětí. T TE = x 100 F l L P T TE = T TE = 30 N Výpočet potřebného korigovaného předpětí (4-29) (4-30) T 2K = T TE + T 2 (4-31) T 2K = (4-32) T 2K = 110 N T 1K = T 2K + T 1 (4-33) T 1K = (4-34) T 1K = 230 N Z výše uvedeného výpočtu vyplývá, že pokud předepnu dopravní pás silou T2K = 110 N, tak při maximálním zatížení dopravníku hmotností 60 kg mi toto Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

35 předepnutí zajistí funkčnost přenosu kroutícího momentu z hnacího bubnu na dopravní pás a tím nedojde k zastavení dopravního pásu v důsledku odlehčení vratné (spodní) větvě dopravního pásu Výpočet parametrů elektropohonu Při výpočtu elektromotoru jsem vyšel ze zadaných rychlostí, které jsou 3 m/min až 21 m/min odstupňované po 3 m/min. Pro výpočet jsem vyšel z katalogu firmy Württembergische Elektromotoren GmbH (zkráceně WEG). Pro návrh vhodné převodovky s elektromotorem jsou zapotřebí tyto parametry: otáčky hnacího bubnu a převodový poměr elektropohonu. Tyto parametry jsou vyčísleny v následující Tab. 4-2 na další stránce. Ze zadané rychlosti se dle vzorce (4-31) dají vypočítat otáčky n2 hnacího bubnu o poloměru r = 25 mm. Průměr bubnu 50 mm byl zvolen na základě minimálního doporučeného průměru výrobcem dopravních pásů (viz katalogové listy dopravních pásů v elektronických přílohách diplomové práce). n 2 = 60 (v r ) 2π (4-35) Pro další výpočet musíme znát otáčky elektromotoru n1. Tyto otáčky vyplívají z volby elektromotoru v kapitole 6.2, kde z katalogu výše zmíněné německé firmy jsou otáčky elektromotoru n1 = min -1 pro rychlosti (6 a 9) m/min. Pro ostatní rychlosti jsou otáčky elektromotoru n1 = min -1. Pro výpočet převodového poměru jsem vyšel ze všeobecně známého vztahu: i = n 1 (4-36) n 2 Z níže zobrazeného grafu (Obr. 4-3) a vypočteného převodového poměru zle určit účinnost šnekové převodovky η. 4-5 Graf závislosti účinnosti elektromotoru na převodovém poměru elektromotoru [26] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

36 Tab. 4-2 Vypočtené parametry pro zadané rychlostní spektrum Rychlost pásu v [m/min] Otáčky hnacího bubnu n2 [min -1 ] Převodový poměr i [-] Účinnost η [-] ,099 38,197 57,296 76,394 95, , ,690 73,3 37,2 24,8 18,3 14,7 12,2 10,5 0,3 0,53 0,6 0,63 0,68 0,7 0,72 Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

37 5. Konstrukční část Tato část diplomové páce se zabývá návrhem dopravníku, volbou jednotlivých komponentů pásového dopravníku a jeho konstrukcí. Jelikož se jedná o stavebnicový pásový dopravník, konstrukce dopravníku musí být jednoduchá, ale plně funkční. Jednoduchost konstrukce spočívá v maximalizaci nakupovaných (unifikovaných) komponentů pro jednoduchou výrobu a následnou montáž. Pokud bude nutná výroba některých dílů, je zapotřebí se omezit na nejjednodušší strojní operace na CNC strojích, popřípadě na tvarové ohýbání plechů Obecný popis pásového dopravníku Koncepční návrh vychází z rešeršní části, a hlavně ze zadání. Pro zjednodušení výroby je většina komponentů zvolena jako snadno dostupný materiál nebo polotovar s minimem obráběcích a technologických procesů, a tím je zaručena rychlá dostupnost a nižší cena pro výrobu v malých a středně velkých sériích. Na Obr. 5-1 je vidět rozpadové schéma navrženého dopravníku s pozicemi Obr. 5-1 Rozpad sestavy navrženého dopravníku Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

38 hlavních konstrukčních celků 4. Významné konstrukční celky jsou popsány v následující kapitole 5.2. Pro jednoduchost samotného obrázku jsou pozice označeny čísly. Nosný rám (1) je tvořen dvěma nosnými profily a příčnými profily. Hnací buben (2) spolu s vratným bubnem (3) tvoří napínací a pohonný mechanismus dopravního pásu. Dopravní pás (4) je uložen na kluzné desce (5), která tvoří ložnou plochou pro dopravní pás. Hnací buben je uložen ve dvou patkách, v patce na straně motoru (6) a v napínací patce (7). Vratný buben je uložen ve dvou napínacích patkách. K patce u motoru je připevněn zvon (8) s pružnou spojkou (9) a šnekovou převodovkou s elektromotorem (10). Pro delší dopravníky (přibližně 1,5 m a více) jsem použil podpěrný válec (11), který zabrání prověšení pásu. Pro názornost byl použit i podpěrný válec u Obr. 5-1, kde je vidět dopravník délky 1 m Popis hlavních konstrukčních celků V této kapitole jsou popsané hlavní konstrukční celky. Další informací jsou základní rozměrové parametry Hnací buben Průměr hnacího bubnu je 50 mm. Tento rozměr byl volen z důvodu možnosti použití různých pásů, kde výrobce udává minimální rozměr válce od 20 mm do 50 mm průměru válce. Hnací buben je z konstrukční oceli a je plného průřezu (viz Obr. 5-2). Hnací buben je hladký ocelový. Tvar bubnu je vhodné provést bombírováním, ale vzhledem k šířce a náročnosti výroby postačí dvojice kuželových ploch. Tento tvar pomáhá stabilizovat pás během provozu v příčném směru. Po vystředění bubnu tyto kuželové plochy pomáhají udržet pás uprostřed bubnu. Obr. 5-2 Řez hnacím bubnem a jeho uložením 4 Schéma na Obr. 5-1 je krátká verze dopravníku. Jelikož se bude dopravník vyrábět v rozmezí od 0,5 m až po 6 m volil jsem pro schéma krátký 1 m dopravník z důvodu čitelnosti samotného obrázku. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

39 Buben je uložen, na straně motoru, pomocí dvouřadého kuličkového naklápěcího ložiska. Toto ložisko je uloženo v patce u motoru. Na druhé straně je buben uložen ve dvou jednořadých kuličkových ložiscích, které mají různé rozměry. Těmito ložisky prochází nerotační čep, který jde do napínací patky. Dvě ložiska jsou volena proto, že tímto způsobem je zajištěna osa čepu proti ose bubnu. Při použití jednoho ložiska by docházelo k maximálnímu natočení osy bubnu k ose čepu (maximální natočení ložiska) a posléze by docházelo k nadměrnému zatížení ložiska a tím k jeho brzkému poškození. Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obrázku Vratný buben Průměr vratného bubnu je stejný jako průměr hnacího bubnu, tj. 50 mm. Tento rozměr byl volen z důvodu možnosti použití různých pásů, kde výrobce udává minimální rozměr válce od 20 mm do 50 mm průměru válce. Vratný buben je vyroben z konstrukční oceli a je celý dutý. Na krajích má, jako hnací buben, místo tzv. bombírungu kuželové plochy, které jsou z hlediska výroby jednoduše vyrobitelné. Vratný buben je v napínacích patkách uložen přes nerotační hřídel, který prochází dutým vratným bubnem. Na nerotačním hřídeli je vratný buben uložen přes dvě jednořadá kuličková ložiska. Aby nedošlo ke kontaktu patek s rotačním vratným bubnem, je vůle mezi bubnem a patkou vymezena distanční podložkou. Pro názornost je konstrukce vratného bubnu znázorněna na Obr Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obrázku. Obr. 5-3 Řez vratným bubnem a jeho uložením Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

40 Podpěrný válec Podpěrný válec má průměru 36 mm. Takto velký průměr podpěrného válce jsem volil, protože jsem musel uložit patky podpěrného válce ze spodní strany nosného profilu z důvodu nedostatku místa pod dopravním pásem (viz Obr. 5-4). Obr. 5-4 Schéma uložení podpěrného bubnu Podpěrný válec je vyroben z hliníku a je dutý. Pro uložení bubnu jsem volil uložení ve válcových kluzných ložiskách na nerotační hřídeli. Aby nedošlo ke kontaktu nosné konstrukce a uložení nerotačního hřídele s podpěrným bubnem, je vůle mezi bubnem a konstrukcí vymezena právě límcem válcového kluzného ložiska s límcem. Jelikož je zde velmi malé zatížení, volil jsem jednoduché plastové válcové kluzné ložisko s límcem. Pro názornost je konstrukce podpěrného válce znázorněna na Obr Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obou obrázků. Obr. 5-5 Řez vratným válcem a jeho uložením Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

41 Patka na straně motoru Patka na straně motoru je vyrobena z hliníkové slitiny. Pro výrobu je hliníková slitina velmi výhodná, protože je snadno obrobitelná a polotovar je dostupný. Vzhledem k malému zatížení od zatížení dopravního pásu a od pohonu, jsem volil právě hliníkovou slitinu místo oceli, která má vyšší pevnost. Patka u motoru slouží k uložení otočného ložiska a k uložení elektromotoru s převodovkou přes zvon k boční části dopravníku. Z důvodu propojení převodovky a hnacího bubnu patka u motoru neobsahuje napínací element. Jelikož je u vratného bubnu toto ložisko nepohyblivé a na odvrácené straně od pohonu je ložisko uloženo v napínací patce, slouží naklápění hnacího bubnu k vyrovnání pásu v příčném směru. Na níže uvedeném Obr. 5-6 je vidět konstrukce patky s prvky, které zajišťují montáž patky k rámu. Prvním elementem je šroub s válcovou hlavou a vnitřním šestihranem DIN 912 M6x55. Druhým elementem je rychloupínací úhlová spojka výrobce Bosch Rexroth, spol.s.r.o. [29]. Pro montáž této spojky je v čele patky vyvrtána díra kam se zasune část kolíku spojky. V boku nosného profilu i patky je vyvrtán otvor pro vložení příčného čepu, skrz který se zasune kolíková spojka. Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obrázku Napínací patka Obr. 5-6 Řez modelem patky u motoru Napínací patky jsou vyrobeny, stejně jako patka u motoru, z hliníkové slitiny. Důvod použití hliníkové slitiny místo ocelové slitiny je vysvětlen v kapitole Napínací patka je použita na vzdálené straně od pohonu u hnacího bubnu a na obou stranách vratného bubnu. U hnacího bubnu nám napínací patka zajišťuje naklápění hnacího bubnu a tím vyrovnání pásu v příčném směru. Uložením vratného bubnu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

42 ve dvou napínacích patkách zajišťuje, že je vratný buben v podélném směru pohyblivý. Tato vůle nám zajistí napínání pásu a také vyrovnání pásu v příčném směru. Na Obr. 5-7 je vidět konstrukce patky i s prvky, které zajišťují montáž patky k nosnému rámu. Jak je z Obr. 5-7 patrné, montážní prvky k nosnému rámu jsem realizoval totožně jako montážní prvky k rámu patky u motoru. Napínání je realizování pomocí šroubu DIN 912 M6x40 a pohyblivého čepu, který vychýlí vratný nebo hnací buben. Šroub DIN 913 M3x12 (tzv. červík ) je zde pouze jako pojistný šroub proti samotnému uvolnění napínacího šroubu v díře napínací patky. Samotný šroub DIN 912 M6x40 působením tažné síly pásu a napnutím pásu je tažen směrem do díry. Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obrázku. Obr. 5-7 Řez modelem napínací patky Zvon a přenos krouticího momentu Pro jednoduchou výrobu a snížení hmotnosti dopravníku jsou zvon, příruba i svěrný prstenec vyrobeny ze slitiny hliníku. Svěrný spoj jsem volil z důvodu jednoduchosti otáčení pohonu kolem osy výstupního hřídele ze šnekové převodovky. Tato konstrukce umožňuje polohovatelnost pohonu. Na Obr. 5-8 je vidět svěrný spoj, kde příruba a svěrný prstenec svírá lem zvonu. Pokud by se stalo, že se hnací buben zasekne, na svěrný spoj začne působit maximální moment, který je schopen pohon vygenerovat a došlo by k protočení pohonu. Proto jsou v kapitole 7.2. vypočteny minimální utahovací momenty a kontrola silového spoje. Díry, které jsou na Obr. 5-8 vidět, slouží pro průchod pojistného šroubu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

43 při montáži a demontáži pružné spojky. Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obrázku. Obr. 5-8 Řez modelem zvonu Kluzná deska a její uložení Kluzná deska je nejdelší dobu v kontaktu s dopravním pásem a je velmi namáhaná třením. U kluzné desky se snažíme o co nejmenší součinitel tření mezi deskou a dopravním pásem, proto volím kluznou desku z hladkého nerezového plechu o tloušťce 1,5 mm. Hladký povrch nerezového plechu má nízký koeficient tření při kontaktu dopravního pásu s kluznou deskou. Kluzná deska je k nosnému rámu připevněna šrouby. Tyto šrouby prochází otvory, které jsou v lemu kluzné desky. Pro snížení vibrací a hlučnosti kluzné desky je plech podélně přilepen oboustrannou lepící páskou 3M. Po konzultaci s dodavatelem 3MARKET jsem zvolil oboustrannou lepící 3M pásku pod prodejním označením dodavatele 3MARKET Tato lepící páska se běžně dodává v roli o délce 50 m, šířka 3M pásky je 25 mm a tloušťka je 0,2 mm. Jelikož se bude pásový dopravník vyskytovat v teplotě okolí 20 C, maximálně okolo 40 C, je teplotní spektrum 3M pásky v rozmezí (-30 až +93) C dostačující. Další parametry 3M lepicí pásky jsou v technickém listě (viz Elektronická příloha 19). Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

44 Podpěrná konstrukce Podpěrná konstrukce se skládá z nařezaných hliníkových profilů, které jsou popsány v kapitole 6.6. Na Obr. 5-9 je vidět celá konstrukce a jednotlivé díly podpěrné konstrukce. Obrázek je pouze ilustrační, barvy jsou jednotlivým komponentům přiřazeny z důvodu přehlednost celého obrázku. Obr. 5-9 Podpěrná konstrukce Jelikož je profil nohou větší než hlavní profil, musel jsem vyřešit, jak spojit nosnou konstrukci dopravníku s podpěrnou konstrukcí tak, aby nohy byly celé v zákrytu s celkovou šířkou dopravníku. Jelikož mám dva různé profily, tím různé rozteče děr a drážek, musel jsem vyřešit, jak podpěrnou konstrukci napojit. Rozhodl jsem se použít distanční profil. K použití distančního profilu jsem se rozhodl z důvodu ochrany dopravního pásu. Kdybych nepoužil distanční profil, mohlo by se stát, že z důvodu použití širšího profilu podpěrné konstrukce by mohlo docházet ke tření mezi dopravním pásem a přečnívající částí podpěrné konstrukce uprostřed Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

45 dopravníku, kde se nachází vratná větev dopravního pásu. Při použití distančního profilu se možné hrany zakryjí a nebude docházet k poškození dopravního pásu Spoje a spojovací součásti Pro spojení nosných profilů s příčnými profily, jsem volil úhelníky 30x30 pod katalogovým číslem od firmy Bosch Rexroth, spol. s.r.o. Úhelníky jsou přišroubovány k profilům pomocí šroubu M6x14 DIN 7984 a T-matice velikosti 8 pod katalogovým Těmito úhelníky a šroubovým spojem je realizováno spojení nosné konstrukce s podpěrnou konstrukcí dopravníku. Obr Spojení profilů a úhelníků [29] Na Obr je vidět spojení profilů a úhelníku. Pro připojení patek k nosným profilům je popsáno v kapitole a kapitole Spojení je provedeno pomocí šroubu s válcovou hlavou a vnitřním šestihranem a nízkou hlavou DIN 6912 M6x a pomocí rychloupínací úhlové spojky velikosti 8 od firmy Bosch Rexroth, spol. s.r.o. pod katalogovým číslem Na Obr je vidět použití této rychlospojky. Obr Rychloupínací úhlová spojka [29] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

46 Napínací mechanismus, který je popsaný v kapitole , je tvořen z napínacího šroubu s válcovou hlavou a vnitřním šestihranem DIN 912 M6x Tento šroub je proti uvolnění zajištěn stavěcím šroubem DIN 913 M3x12. Pro spojení zvonu a patky jsem volil šroub s kuželovou hlavou a vnitřním šestihranem DIN 7991 M5x Šroub s kuželovou hlavou jsem volil z důvodu úspory místa, kdy při použití těchto šroubů zkrátí délka zvonu a tím nebude elektromotor s převodovkou vzdálen od dopravníku. Elektromotor se šnekovou převodovkou je ke zvonu připojen přes přírubu převodovky a svěrného prstence. Tato svěrná dvojice tvoří silový spoj. Oba prvky jsou spojeny šroubem se šestihrannou hlavou DIN M6x Pro spojení kluzné desky s nosným profilem jsem zvolil šroub s půlkulatou hlavou a vnitřním šestihranem DIN M6x Tyto šrouby jsem volil z důvodu malé výšky hlavy, tak aby bylo možné bubny co nejvíce povolit (posunout směrem k rámu) a aby zůstalo mezi hlavou šroubu a bubnem stále vůle a zároveň musí tento posuv umožnit montáž pásu (pás již svařený se navlékne přes bok dopravníku). Matici jsem volil od firmy Bosch Rexroth, spol. s.r.o., tzv. T-matici velikosti 6. Na Obr je vidět spojení kluzné desky a nosného profilu. Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování řezu z důvodu přehlednosti obrázku. Obr Spojení kluzné desky a nosného profilu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

47 Montáž podpěrného válce je realizována pomocí T-matice velikosti 8 pod katalogovým označením a šroubu s válcovou hlavou a vnitřním šestihranem DIN 7991 M6x Každý podpěrný válec je pro pevnost spoje spojován s nosným profilem přes upínací patky pomocí čtyř šroubů. Hliníkové profily, které podpěrnou konstrukci nohy dopravníku, jsou spojovány pomocí úhelníků 45x45, které můžeme najít v katalogu firmy Bosch Rexroth pod číslem Úhelníky jsou přišroubovány k nosným profilům pomocí šroubů s T hlavou M8x25, označených katalogovým číslem , a matic 10, označených pod katalogovým číslem Na Obr je zobrazen právě zvolený šroubový spoj. Obr Názorné zobrazení šroubového spoje [29] Dalším spojem pro stabilitu stojné konstrukce je tzv. centrál šroub S8x25-T40, který je označen v katalogu firmy Bosch Rexroth pod číslem Tento šroub se nachází mezi distančním profilem 30x45 a příčným profilem 45x45. Celá tato konstrukce je vidět na Obr Tento centrál šroub zvýší stabilitu a únosnost úhelníkového spoje. Pro možnost dotažení tohoto šroubu je zapotřebí mít v profilu 45x45 vyvrtaný otvor, kterým se prostrčí Tx 40 klíč a tím se šroub utáhne (viz Obr na další Obr Pozice profilů straně). Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

48 Obr Způsob použití a montáže centrál šroubu [29] Jako posledním šroubovým komponentem je kloubová podpěra. Volím tuto podpěru, protože je schopná vyrovnat výškové nerovnosti po celé délce pásového dopravníku a zároveň je schopná vyrovnat úhlové nerovnosti podkladu. Jelikož máme velmi malé pracovní zatížení pásového dopravníku a samotná konstrukce dopravníku je lehká, volím podpěru, která má maximální zatížení N, označená katalogovým číslem Na Obr je vidět tato kloubová podpěra. Obr Kloubová podpěra [29] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

49 6. Volba a popis kupovaných komponentů V této části se zabývám volbou vhodných kupovaných komponentů pásového dopravníku v závislosti na konstrukčních výpočtech. Dále je v této kapitole výpis jejich vlastností a důvody jejich volby Dopravní pás Hlavním prvkem dopravníku je dopravní pás. Dopravní pás je tažný prvek, který přichází nejvíce do kontaktu s přepravovaným materiálem. Vzhledem k požadované dlouhé životnosti pásu je důležité se zabývat jeho pevností v tahu a hlavně odolností dopravního pásu. Při volbě vhodného pásu musíme na prvním místě zvolit vhodný materiál dopravního pásu. V průmyslu, kde není potřeba hygienická čistota nebo pás nepřichází do kontaktu s chemickým prostředím, volíme pás z PVC nebo PU. Pokud se jedná o prostředí potravinářské, musíme zvolit zdravotně nezávadné materiály jako je například silikon. Další parametrem je teplota prostředí, kde bude pás přepravovat materiál. Pro nižší teploty do 60 C volíme PVC pás, do teplot do 110 C volíme PU pás atd. Jako posledním parametrem je tření mezi obrobkem a dopravním pásem. Zde rozhoduje způsob dopravy. Prvním způsobem dopravy je tzv. normální provoz, kde je tření mezi výrobkem a dopravním pásem potřeba větší, protože nechceme, aby obrobek po dopravním páse prokluzoval. Takové pásy mají svůj povrch pogumovaný. Guma způsobí větší tření mezi obrobkem a pásem. Druhým způsobem je tzv. akumulační provoz, kdy je pohybující se obrobek na dopravníku zastavován pomocí závor a dochází k požadovanému prokluzu mezi obrobkem a dopravním pásem. V takovémto případě je potřeba zvolit dopravní pás, který má na dopravní straně textilní vrstvu a tím je snížené tření mezi obrobkem a pásem. Snížené tření má za důsledek menší opotřebení pásu a tím jeho delší životnost. Jako základní dopravní pás, který používá většina výrobců dopravníků pro kusový materiál, je pás pod označením 1M6 U0-V5. Jedná se o PVC dopravní pás, který je běžně dostupný. V níže uvedené Tab. 6-1 jsou uvedeny jeho základní parametry (parametry jsou převzaté z katalogového listu vis Elektronická příloha 1). Tab. 6-1 Parametry PVC dopravního pásu 1M6 U0-V5 Tloušťka Hmotnost Prodloužení o 1 % Minimální teplota Maximální teplota Tření mezi deskou a pásem Tření mezi pásem a pogumovaným bubnem [mm] [kg/m 2 ] [N/mm] [ C] [ C] [-] [-] 1 1, ,2 0,3 Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

50 Jelikož se bude pásový dopravník vyrábět v délkách od 500 mm do mm a šířka dopravního pásu bude od 100 mm do 600 mm, nebudu zde vypisovat šíři dopravního pásu. Pro zákazníka je v Tab. 6-2 níže připraven výběr PVC a PU pásů. Parametry těchto dopravních pásů jsou k dispozici v příloze (viz Elektronická příloha 2-13). Tab. 6-2 Výběr PVC a PU pásů a odkaz na elektronickou přílohu (technický list pásu) Označení pásu Označení přílohy 2M8 U0-V5 A Elektronická příloha 2 1M6 U0-V5 N Elektronická příloha 3 2MT5 U0-V3 N Elektronická příloha 4 2M5 U0-U2 W A Elektronická příloha 5 2M8 U0-V5 FM N Elektronická příloha 6 2M12 U0-V7 LG Elektronická příloha 7 2M8 U0-U2 N HC Elektronická příloha 8 2M5 U0-U2 A Elektronická příloha 9 2M5 U0-U2 LF W A Elektronická příloha 10 2M5 U0-U0 HP A Elektronická příloha 11 2M5 U0-U2 HP VL blue A Elektronická příloha 12 2M5 U0-U2 HP W A Elektronická příloha 13 2M12 U0-U3 R A Elektronická příloha 14 Jelikož je označení pásů z názvu nejasné, na Obr. 6-1 je vidět struktura označování dopravních pásů a vysvětlení, co která pozice znamená. Obr. 6-1 Struktura označování dopravních pásů [26] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

51 Samotná montáž pásu je poměrně složitý proces. Nejdříve se dostatečně dlouhý dopravní pás svaří. Dalším krokem je povolení napínacího bubnu, tj. směrem k hnacímu bubnu. Následně je svařený dopravní pás navlíknut na hnací buben. Pro navlíknutí dopravního pásu na vratný buben je zapotřebí demontovat napínací patku a pás navlíknout na vratný buben. Následně se namontuje opět napínací patka a pás se předepne Elektromotor a šneková převodovka Elektromotor je hlavním zdrojem pohonu (krouticího momentu). Pohon je zvolen převodový elektromotor se šnekovou převodovkou. Velkou výhodou tohoto pohonu je velký rozsah převodových poměrů. Další výhodou je, že výstupní hřídel ze šnekové převodovky je kolmo k ose elektromotoru. Tato konstrukce má velkou výhodu vzhledem k prostorové náročnosti kolem dopravníku, jedná se o lepší prostorové uspořádání. Pro volbu elektromotoru se šnekovou převodovkou jsem použil katalog firmy Württembergische Elektromotoren GmbH (zkráceně WEG). Zde podle vypočtených parametrů v kapitole jsem zvolil vhodné elektromotory se šnekovou převodovkou, které je označeny SDLG 534 GF 132, SDL 634 GF 132 a SDLG 634 GF 132. Napětí těchto motoru je 230/400 V, kmitočet je 50 Hz a ochrana elektromotorů je IP 54. Další parametry elektromotorů se šnekovými převodovkami pro zadané rychlosti dopravního pásu jsou vypsání v Tab Po montáži je nutné seřízení pásu a jeho zaběhnutí. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

52 Tab. 6-3 Parametry elektromotorů a šnekové převodovky GF 132 od výrobce WEG [31] Rychlost pásu v [m/min] Vhodný elektromotor s převodovkou Skutečná rychlost pásu v [m/min] Otáčky elektromotoru n 1 [min -1 ] Katalogové otáčky hnacího bubnu n 2 [min - 1 ] SDLG 534 GF 132 SDG 634 GF 132 SDG 634 GF 132 SDLG 324 GF 132 SDLG 324 GF 132 SDLG 324 GF 132 SDLG 324 GF 132 3,93 5,81 9,11 12,25 14,61 18,38 21, Katalogový převodový poměr i [-] Účinnost η [-] 0,35 0,52 0,6 0,64 0,67 0,7 0,73 Katalogový moment M 2 9,4 12,1 8,8 9,1 8,1 6,9 5,9 [Nm] Katalogový výkon P [W] Skutečná velikost rychlosti dopravního pásu v se dá vypočítat ze vztahu, který vychází ze vzorce (4-27) v kapitole 4.2.2: v = 2 n 2 π r 60 (6-1) Účinnost šnekové převodovky jsem odečetl v grafu na Obr Obr. 6-2 Graf závislosti účinnosti elektromotoru na převodovém poměru elektromotoru [26] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

53 Aby bylo možné elektromotor s převodovkou přimontovat ke zvonu pásového dopravníku, je šneková převodovka opatřena přírubou. Na této přírubě jsou čtyři díry pro šrouby, kterými se realizuje svěrný spoj a tím dojde k jednoduchému spojení převodovky s dopravníkem (viz Obr. 6-3). V Tab. 6-4 jsou vypsané rozměry elektromotorů se šnekovou převodovkou. Dimenzování svěrného spoje je řešeno v kapitole Tab. 6-4 Rozměry použitých elektromotorů od dodavatele WEG [26] Typ elektromotoru AC AC1 AD HC L LM LD [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] SDLG ,5 89 SDG , ,5 SDLG , ,5 Obr. 6-3 Uspořádání a rozměry elektromotoru a šnekové převodovky firmy WEG [26] Pohon, tedy elektromotor se šnekovou převodovkou je navrhován na celou dobu životnosti dopravníku. Provozovatelé dopravních zařízení často požadují více než jednu možnou variantu výrobce pohonu. Proto i v této práci jsem navrhl druhou alternativu výrobce pohonů. Jako alternativa byl zvolen německý výrobce pohonů firma Laipple KEB Antriebstechnik. Zde podle vypočtených parametrů v kapitole jsem zvolil vhodné elektromotory se šnekovou převodovkou, které jsou označeny NMS 30 univerzální motor, ochrana těchto pohonů je IP 55. Parametry elektromotorů se šnekovými převodovkami pro zadané rychlosti dopravního pásu jsou vypsané v Tab Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

54 Tab. 6-5 Parametry elektromotorů a šnekové převodovky NMS 30 od výrobce KEB [17] Rychlost pásu v [m/min] Převodovka Skutečná rychlost pásu v [m/min] Otáčky elektromotoru n 1 [min -1 ] Katalogové otáčky hnacího bubnu n 2 [min -1 ] Katalogový převodový poměr i [-] Katalogový moment M 2 [Nm] Katalogový výkon P [W] NMS 30 NMS 30 NMS 30 NMS 30 NMS 30 NMS 30 NMS 30 2,82 5,50 8,80 10,99 14,61 17,59 21, Skutečná velikost rychlosti dopravního pásu v se dá vypočítat ze vztahu, který vychází ze vzorce (4-27) v kapitole 4.2.2: v = 2 n 2 π 60 r (6-2) Na níže zobrazeném Obr. 6-4 je vidět zvolený pohon. Z výše uvedených tabulek jednotlivých pohonů od odlišných výrobců je vidět, že při požadované rychlosti dopravního pásu se provozní parametry liší nepatrně. Proto je na zákazníkovy, který pohon zvolí; např. na základě předchozí zkušenosti se značkou, nebo podle firemních standardů koncového uživatele. Obr. 6-4 Elektromotor s převodovkou NMS 30 [17] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

55 6.3. Pružná spojka Hlavním úkolem pružné spojky je přenést kroutící moment z hřídele šnekové převodovky na hřídel hnacího bubnu. Vzhledem k vypočtenému momentu v kapitole 4.2 je volena spojka s větším maximálním přenositelným momentem. Volenou spojku jsem vybral z katalogu firmy ZIMM Maschinenelemente GmbH + Co KG. Jedná se o standartní pružnou spojku s drážkou pro těsné pero a stavěcím šroubem ze sintrované oceli 5 (viz Obr. 6-5). Elastická hvězdice je vyrobena z polyuretanu. Obr. 6-5 Pružná spojka s drážkou pro pero a stavěcím šroubem Označení této spojky podle výrobce je KUZ , kde první číslo udává velikost spojky a zbylé dvě čísla jsou velikosti otvorů pro hřídele v jedné a druhé ocelové části. Další parametry pružné spojky jsou vidět na Obr. 6-6 a v Tab [31] Obr. 6-6 Parametry pružné spojky KUZ [31] Tab. 6-6 Parametry pružné spojky KUZ [31] D1 L L1 a TKN TKmax nmax [mm] [mm] [mm] [mm] [Nm] [Nm] [min -1 ] 34, ,3 14, Sintrovaná ocel je novodobý materiál, který nahrazuje bronzové a bronzovo-grafitové materiály, které se používají na výrobu samomazacích vodících prvků, jako jsou kluzná pouzdra, spojky, aj. Oproti bronzových prvků jde zcela o jinou koncepci výroby. Na základní ocel je za vysokého tlaku a teploty nanášena funkční vrstva o tloušťce 1,5 až 2 µm. Složení této vrstvy je z ocelových zrn s měděnými a molybdenovými částicemi. To má za následek velmi odolné a samomazné plochy. [30] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

56 Kde: L [mm] celková délka pružné spojky L1 [mm] délka pro uložení těsného pera a [mm] šířka přechodové části s pružnou hvězdicí D1 [mm] vnější průměr pružné spojky d1 [mm] průměr díry pro hřídel ds [mm] vnitřní průměr pružné hvězdice Z hlediska konstrukce není vhodné použít pružnou spojku ze slitiny hliníku, protože by celková délka spojky L byla kvůli tlaku od pera příliš dlouhá, a to by mělo za důsledek, že by pohon byl daleko od boku dopravníku a zabíral by kolem dopravníku větší prostor. Stejný problém by byl u použití svěrné spojky, kde silový spoj musí být také delší, aby zatížení přenesl. Proto jsem od těchto spojek upustil a zvolil ocelovou spojku, která oproti zmíněným spojkám má celkovou délku menší. Pro názornost a jednoduchou představu je na Obr. 6-7 vidět připojení spojky k elektromotoru a k hnacímu bubnu. Obr. 6-7 Spojení elektromotoru s hnacím bubnem Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

57 6.4. Ložiska V celém dopravníku se nachází tři různá ložiska a jedno kluzné pouzdro. Všechna ložiska a kluzné pouzdro jsem volil od společnosti SKF CZ a.s. Valivá ložiska jsou opatřena z obou stran těsněním 2RS. Těsnění zabrání vniknutí vnějších nečistot a prodlouží životnost ložiska. Ložisko na hnacím bubnu na straně pohonu jsem volil valivé dvouřadé naklápěcí kuličkové ložisko s těsněním označené 2201 E-2RS1TN9. Toto ložisko umožňuje úhlové vychýlení osy maximálně o 2,5. Toto vychýlení je velmi důležité kvůli naklápění celého bubnu. Vychýlení umožňuje vycentrování dopravního pásu na střed hnacího bubnu. Parametry tohoto ložiska jsou v Tab. 6-7 níže (zbylé parametry v technickém listě ložiska viz Elektronická příloha 15). Tab. 6-7 Parametry ložiska 2201 E-2RS1TN9 [28] Rozměry ložiska Únosnost Maximální otáčky d D B C C0 n [mm] [mm] [mm] [kn] [kn] [min -1 ] ,24 1, Obr. 6-8 Ložisko 2201 E-2RS1TN9 [28] Kde: B [mm] šířka ložiska C [kn] základní dynamická únosnost C0 [kn] základní statická únosnost n [min -1 ] mezní (maximální) otáčky Na druhé straně hnacího bubnu, než je pohon, jsou umístěna uvnitř bubnu dvě valivá jednořadá kuličková ložiska rozdílných velikostí. Důvod použití dvou za sebou umístěných valivých jednořadých kuličkových ložisek je popsáno v kapitole Hnací buben. Tyto ložiska jsou na jednom čepu, který je upevněn v napínacím mechanismu. Označení ložisek je následovné: Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

58 Menší ložisko: RSH Větší ložisko: RSH Větší ložisko s označením RSH je také použito na obou stranách napínacího bubnu. Parametry obou ložisek jsou níže v Tab. 6-8 a Tab Zbylé parametry jsou v technických listech viz Elektronické přílohy 16 a 17. Tab. 6-8 Parametry ložiska RSH [28] Rozměry ložiska Únosnost Maximální otáčky d D B C C0 n [mm] [mm] [mm] [kn] [kn] [min -1 ] , Tab. 6-9 Parametry ložiska 6201 E-2RSH [28] Obr. 6-9 Ložisko RSH [28] Rozměry ložiska Únosnost Maximální otáčky d D B C C0 n [mm] [mm] [mm] [kn] [kn] [min -1 ] ,3 3, Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

59 Obr Ložisko 6201 E-2RSH [28] Kde: B [mm] šířka ložiska C [kn] základní dynamická únosnost C0 [kn] základní statická únosnost n [min -1 ] mezní (maximální) otáčky Na následujících Obr je vidět uložení hnacího bubnu pomocí ložisek do patek. Obr Uložení hnacího bubnu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

60 Na Obr je vidět uložení vratného bubnu pomocí ložisek, nerotační osy a napínacích patek. Obr Uložení vratného bubnu Posledním ložiskem, které se nachází na dopravníku je kluzné válcové pouzdro s límcem. Toto pouzdro je na obou stranách podpěrného válce. Podpěrný válec je minimálně namáhán, a proto je výhodné zvolit levné ložisko. Volené ložisko má označení PPMF Parametry kluzného pouzdra jsou vypsány níže v Tab (zbylé parametry v technickém listě pouzdra viz Elektronická příloha 18). Tab Parametry kluzného pouzdra PPMF [28] Rozměry ložiska Únosnost Maximální otáčky d D B C C0 n [mm] [mm] [mm] [kn] [kn] [min -1 ] ,3 3, Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

61 Kde: Obr Kluzné pouzdro PPMF [28] B [mm] šířka ložiska C [kn] základní dynamická únosnost C0 [kn] základní statická únosnost n [min -1 ] mezní (maximální) otáčky Na Obr je vidět uložení kluzného pouzdra, které slouží k uložení podpěrného válce Těsná pera Obr Uložení podpěrného válce Těsné pero se používá pro spojení hřídele s nábojem. Přenáší mezi nábojem a hřídelem krouticí moment. Vkládá se do drážky v hřídeli, který svým tvarem odpovídá tvaru pera. Na hřídel s perem se nasouvá náboj, v našem případě pružná spojka, s průchozí drážkou. Pro přenos krouticího momentu z hřídele převodovky na pružnou spojku volím pero DIN 6885 A 5x5x8. Pro přenos krouticího momentu z pružné spojky na hřídel hnacího bubnu volím pero DIN 6885 A 5x5x10. Volba pera vychází z kontrolních výpočtů v kapitole 7.1. V níže uvedené Tab jsou uvedeny parametry daných per a na Obr jsou vidět rozměry pera. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

62 Tab Parametry volených těsných per b h9 h lf l Pro hřídel [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] Konstrukční profily Hlavní nosná konstrukce je tvořena konstrukčními profily. Konstrukčními profily se myslí nosné profily, příčné profily a vertikální nosné profily (tzv. stojny). Ložný profil pro dopravní pás je zkonstruován z hlavních nosných profilů a příčných profilů. Jelikož je požadavek na volbu konstrukčních profilů od firmy Bosh Rexroth, spol.s.r.o. [29], všechny konstrukční profily jsou voleny právě z katalogu již zmíněné firmy. Materiál všech konstrukčních profilů je slitina hliníku EN AW Jedná se o slitinu hliníku, manganu a křemíku. Samotná slitina je velmi měkká (tvrdost 75 HB), proto je povrch profilů eloxovaný na tvrdost 300HV, přesné označení eloxovaného profilu je E6EV1 12 µm 300 HV. Další parametry hliníkové slitiny: [29] Pevnost v taku: Rm = 245 Nmm -2 Mez kluzu: Re = Rp0,2 = 195 Nmm -2 Modul pružnosti v tahu: E = Nmm -2 Prodloužení: A5 = 10 %, A10 = 8 % Koeficient tepelné roztažnosti: a( C)=21,8 x 10-6 K -1 Poissonovo číslo: µa = 0,34 Obr Rozměry těsného pera [27] a( C)=23,4 x 10-6 K -1 Tolerance délky: pro profil Lmax = 30 mm ±0,2 mm (viz Obr. 6-17) Obr Tolerované rozměry profilů [29] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

63 Tolerance přímosti profilu v podélném směru je vidět na Obr Obr Tolerance přímosti profilu v podélném směru [29] Jako hlavní profil jsem volil profil tvaru L 30x60x60 (Obr. 6-18) pod katalogovým označením Velkou výhodou tohoto profilu je velký počet drážek pro uchycení dalších doplňků pásového dopravníku. Tento profil se dodává v maximální délce mm, což je pro tento dopravník dostačující, protože požadovaná celková maximální délka dopravníku je právě mm. Pro tento dopravník se budou profily krátit z původní délky mm na délku mm podle toho, jak bude dlouhý pásový dopravník. Obr Hlavní nosný profil 30x60x60 [29] Jako příčný profil jsem volil jednoduchý čtvercový profil 30x30 (Obr na další straně), který lze v katalogu nalézt pod katalogovým číslem Tento profil má na každé straně jednu drážku, tzn. 4 po obvodu. Drážka bude také pod kluzkou deskou. Důvody jsou dva. Prvním důvodem je, že čtvercový profil 30x30 3N, kde jedna drážka chybí, je mnohem dražší něž zmíněný čtvercový profil 30x30. Druhým důvodem je, že drážka, která bude překrytá kluznou deskou lze použít pro případné uchycení kluzné desky uprostřed dopravníku, aby se eliminovali případné vibrace kluzné desky. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

64 Obr Příčný profil 30x30 [29] Pro konstrukci nohou pásového dopravníku jsem zvolil jednoduchý odlehčený čtvercový profil 45x45L (Obr. 6-20), který lze nalézt pod katalogovým číslem /L. Pro vertikální části bude profil krácen na délku 705,5 mm, pro příčné profily bude krácen na mm a mm podle toho, jaká bude zvolena šířka dopravního pásu. Obr Profil nohou 45x45L [29] Na výrobu distančního profilu jsem vybral hliníkový profil 30x45 (Obr. 6-21), který je označen katalogovým číslem /L. Tento profil jsem použil z důvodu jednoduchého podélného napojení na nosný profil 30x60x60 a příčného napojení na stojný profil 45x45. Obr Distanční profil stojné konstrukce 30x45 [29] Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

65 7. Kontrolní část V této části diplomové práce se nachází kontrolní výpočty některých komponentů pásového dopravníku Kontrola a výpočet perových spojů Pro základní výpočet per platí, že pero je nejvíce odolné proti namáhání střihem, a proto ho kontrolujeme hlavně na otlačení. Proto se délka navrhuje z kontroly na otlačení. Jednotlivé parametry drážky pro pero a pera jsou vidět na Obr Kde: Obr. 7-1 Okótované rozměry pera a drážky pro pero [26] D [mm] průměr hřídele b [mm] šířka pera t1 [mm] poloviční rozměr výšky pera l [mm] celková délka pera Při výpočtu perového spoje mezi hřídelí hnacího bubnu a pružné spojky musíme vycházet ze známého pevnostního výpočtu pera, který vychází z porovnání tlaků: p = F S p DOV (7-1) Za sílu F můžeme dosadit již vypočtený kroutící moment M60 = 3 Nm: F = 2M k d Po dosazení nám vyjde známý vztah pro dimenzování pera (7-2) p = 2M k d l F t 1 p DOV (7-3) Ze vztahu (9) lze následně jednoduše odvodit vztah pro výpočet délku pera l F 2M k d p DOV t 1 (7-4) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

66 Pokud jde o smyk, tak pera se většinou na smyk nekontrolují. Pokud by však bylo nutné tuto kontrolu provést, použijeme tento výpočet Kde: τ S = 2M k d l F b τ S DOV (7-5) p [MPa] tlak působící na bok pera F [N] sila působící na bok pera S [mm 2 ] plocha pera pdov [MPa] maximální dovolený tlak pro pevnostní kontrolu Mk [Nmm] kroutící moment d [mm] průměr hřídele t1 [mm] část výšky pera, které vyčnívá z drážky pro pero v hřídeli lf [mm] funkční délka pera τ S [Nmm -2 ] napětí ve smyku τ SDOV [Nmm -2 ] maximální dovolené napětí ve smyku b [mm] šířka pera Pro samotné dimenzování pera pro spoj hřídele hnacího bubnu a pružné spojky vyjdeme z těchto hodnot: M60 = 3 Nm, t1 = 1,6 mm, d = 12 mm, pdov = 20 MPa. Maximální dovolený tlak na bok pera volím 20MPa z důvodu použití hliníkové pružné spojky. Z tohoto důvodu nám vyjde delší pružná spojka. Jelikož je použita ocelová spojka, celková délka spojky je menší. Ovšem z pohledu ceny je ocelová spojka oproti hliníkové dražší. l F 2 3 0,0016 0, l F = 0, m = 15, 6 mm volím pero l F = 16 mm (7-6) Kontrola: 2 3 p = p 0,012 0,016 0,0016 DOV (7-7) Pa Pa 19, 5 MPa 20 MPa Jelikož by celková délka pružné spojky byla dlouhá v důsledku samotné délky pera, rozhodl jsem se zvolit pevnější materiál spojky ocel. Důvod je lepší odolnost proti tlaku v drážce pro pero. Dovolený tlak pro ocel volím dle [34] pdov = 40 MPa. l F = 2 3 0, , p DOV (7-8) l F = 0, m = 7, 8 mm volím pero l F = 11 mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

67 Kontrola: 2 3 p = p 0,012 0,01 0,001 6 DOV (7-9) Pa Pa 28, 4 MPa 40 MPa Pro dimenzování pera pro spoj hřídel převodovky a pružné spojky jsem vyšel ze stejných vzorců. Jelikož je průměr hřídele převodovky dp = 14 mm, musel jsem spočítat i na tomto hřídeli délku pera. l F = 2 3 0, , p DOV (7-10) l F = 0, m = 6, 7 mm volím pero l F = 9 mm Kontrola: p = 2 3 0,014 0,009 0,001 6 p DOV (7-11) Pa Pa 29, 8 MPa 40 MPa 7.2. Kontrola životnosti ložisek a kluzného pouzdra Kontrola ložisek je z pohledu životnosti ložiska velmi důležitá. Kontrole se musí podrobit všechny ložiska, které se na tomto pásovém dopravníku nacházejí. Všechny ložiska se nacházejí v hnacím a vratném bubnu a musejí odolat maximálnímu zatížení pásového dopravníku. Maximální zatížení ložisek má velikost součtu sil v horní a dolní větvi dopravního pásu. Jelikož jsou na hnacím hřídeli 3 ložiska, musí se do těchto tří ložisek síla rozdělit. Na straně motoru zachycuje dvouřadé kuličkové ložisko polovinu síly a na druhé straně, kde jsou dvě kuličková ložiska, tak každé zachytí čtvrtinu síly. Tyto poměry musíme ve výpočtu životnosti zohlednit. F T = T 1K + T 2K (7-12) F T = (7-13) F T = 400 N Z hlediska výroby je nejefektivnější pro všechny varianty pohonů, potažmo rychlostí dopravního pásu, mít totožná ložiska. Velkou výhodou je výroba jednoho typu patek a jednoduchá montáž, kdy na jakýkoliv dopravník použiji stejná ložiska i patky. Proto jsem dimenzoval ložiska na největší možné otáčky, které jsou při dopravní rychlosti v = 21,99 m/min. Maximální otáčky hnacího bubnu jsou n2 = 140 min -1. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

68 Trvanlivost ložiska 2201 E 2RS1TN9 L 10h = ( C P )p 106 L 10h = ( 6,2 ) 0, n L 10h = hod (7-14) (7-15) Trvanlivost ložiska RSH L 10h = ( C P )p 106 L 10h = ( 4,8 ) 0, n L 10h = hod (7-16) (7-17) Trvanlivost ložiska RSH L 10h = ( C P )p 106 L 10h = ( 7,3 ) 0, n L 10h = hod (7-18) (7-19) Trvanlivost kluzného pouzdra PPMF Kluzné pouzdro je vyrobeno z polyamidu, u firmy SKF CZ a.s. označen jako PPFE. Různé vlivy a faktory, které v provozu na ložisko působí tak přímo ovlivňují jejich trvanlivost. V mém případě, kdy bude ložisko zatíženo zanedbatelnou silou, bude trvanlivost ložiska ovlivňovat okolní prostředí, především čistota a teplota. Při konzultaci s dodavatelem SKF bylo sděleno, že tyto pouzdra se na životnost nepočítají. [28] Zhodnocení životnosti ložisek V Tab. 7-1 jsou sepsané životnosti ložisek v hodinách a také v provozních letech. Z této tabulky je patrné, že životnost všech ložisek je nadmíru postačující pro provoz pásového dopravníku. Ložiska jsou značně předimenzována, z hlediska konstrukce a danému průměru hřídele pod perem a vrtané nerotační hřídele / čepu pro posuvné uložení není vhodné použít menších ložisek. Skutečna životnost ložisek pak bude dána trvanlivostí trvalé tukové náplně, případně časem kdy dojde k degradaci materiálu těsnění nebo pouzdra. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

69 Tab. 7-1 Přehled životnosti ložisek v hodinách a rokách 2201 E-2RS1TN RSH RSH [hod] [hod] [hod] 405 [let] [let] [let] 7.3. Kontrola silového šroubového spoje V této kapitole je vyřešena kontrola silového (třecího) spoje mezi zvonem a motorem řešena šroubovým spojem. Tento šroubový spoj zajišťuje právě zmíněný silový spoj. Tento spoj nám umožňuje natočení převodovky s motorem na jakoukoli stranu. Při výpočtu (kontrole) jsem vyšel z předpokladu, že silový spoj musí odolat maximálnímu havarijnímu zatížení, které by nastalo při zaseknutí hnacího bubnu. Při zaseknutí bubnu dochází k zatížení silového spoje plným reakčním momentem pohonu. Z tohoto vyplývá, že hlavním požadavkem na silový spoj je, aby dokázal výše zmíněnému havarijnímu stavu odolat. [27] Šroubové spojení jsem realizoval pomocí šroubů se šestihrannou hlavou DIN M5x Tyto šrouby je nutné kontrolovat na kombinované namáhání od předpětí a utahovacího momentu. Dále probíhá kontrola kontaktního tlaku mezi zvonem a přírubou zvonu a mezi zvonem a přírubou motoru Výpočet předpětí Velikost předpětí musí být větší než síla, kterou způsobí reakční moment pohonu. Pokud by bylo předpětí menší, došlo by k protočení pohonu v silovém spoji. V prvním kroku jsem spočítal sílu, která působí na středním průměru příruby. d sp = d pmax+d pmin 2 d sp = d sp = 67 mm (7-20) (7-21) Kde: F k = M kmax k m dsp 2 F k = 12,1 2, F k = 759 N (7-22) (7-23) dsp [mm] střední průměr dosedací plocha mezi zvonem a elektromotorem dpmax [mm] maximální rozměr dosedací plochy mezi zvonem a pohonem dpmin [mm] minimální rozměr dosedací plochy mezi zvonem a pohonem Mkmax [Nm] maximální krouticí moment na výstupu z elektromotoru km = MA/MN = 2,1 bezpečnost krouticího momentu dle katalogu výrobce Fk [N] síla, kterou vyvolá moment v místě středního průměru dsp Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

70 V dalším kroku jsem vypočítal sílu, kterou musí být zvon přitlačován k přírubě motoru. Tato síla zamezuje výše vypočtené síle, aby překonala tření mezi zvonem a přírubou elektromotoru. Kde: F N = F k f a F N = 759 0,47 F N = N FN [N] síla pro zamezení prokluzu fa = 0,47 [-] součinitel tření mezi hliníkem a ocelí [33] (7-24) (7-25) Jelikož jsou na přírubě čtyři šrouby, musel jsem sílu pro zamezení prokluzu rozdělit mezi tyto šrouby a takto jsem vypočítal předpětí jednoho šroubu. Kde: F 1s = F N 4 F 1s = F 1s = 403, 75 N F1s [N] předpětí jednoho šroubu (7-26) (7-27) Výpočet utahovacího momentu Utahovací moment je složen ze dvou momentů. Prvním momentem je moment pro vyvození potřebného předpětí (osové síly) a druhým momentem je třecí moment pod maticí Výpočet momentu pro předpětí šroubu Pro výpočet momentu pro předpětí jsem nejdříve vypočítal potřebné úhly. tan γ = i z P z tan γ = π d π 5,35 tan γ = 0,0595 (7-28) (7-29) γ = tan 1 γ = 3, 4 (7-30) Kde: iz = 1 [-] počet chodů závitu [34] Pz = 1 [-] rozteč závitů [34] d2 = 5,35 [mm] střední průměr závitu M6 [34] γ [ ] úhel stoupání závitu tan β n = tan β cos γ (7-31) tan β n = tan 30 cos 3,4 (7-32) tan β n = 0,576 β n = tan 1 β n = 29, 95 (7-33) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

71 Kde: β [ ] úhel boku závitu [34] βn [ ] úhel boku závitu v normálovém řezu tan φ = f o cos β n (7-34) tan φ = 0,41 (7-35) cos 29,95 tan φ = 0,473 φ = tan 1 φ = 25, 3 (7-36) Kde: fo = 0,41 [-] součinitel tření mezi ocelí a ocelí [33] φ [ ] třecí úhel v závitu Po vypočítání všech potřebných úhlů jsem vypočítal moment pro potřebné předpětí. Kde: Kde: M 1 = F 1s d 2 2 M 1 = 403,75 5, M 1 = 0, 59 Nm tan(γ + φ ) (7-37) tan(3,4 + 25,3) (7-38) M1 [Nm] moment potřebný k předpětí šroubového spoje Výpočet třecího momentu pod hlavou matice M u = M 1 + M 2 (7-39) M u = 0,59 + 0,74 (7-40) M u = 1, 33 Nm Mu [Nm] celkový utahovací moment Výpočet namáhání šroubu Šrouby jsou namáhané kombinovaným namáháním tahu a smyku. Proto jsem vypočítal jednotlivé složky namáhání (tah a smyk) a následně jsem vypočítal redukované napětí a bezpečnost Tah S 3 = π d S 3 = π 4,772 4 S 3 = 17,9 mm 2 σ t = F 1s S 3 σ t = 403,75 17,9 σ t = 22, 6 Nmm 2 (7-41) (7-42) (7-43) (7-44) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

72 Kde: d3 = 4,77 [mm] průměr jádra šroubu [34] S3 [mm 2 ] plocha jádra šroubu σ t [Nmm 2 ] tahové napětí ve šroubu Kde: Krut W k = π d W k = π 4, W k = 21,3 mm 3 τ k = M u W k τ k = ,3 τ k = 62, 4 Nmm 2 Wk [mm 3 ] průřezový modul v krutu τ k [Nmm 2 ] napětí v krutu (7-45) (7-46) (7-47) (7-48) Redukované napětí σ red = σ t + α red τ k (7-49) σ red = 21, ,4 2 (7-50) σ red = 126, 6 Nmm 2 Kde: αred = 2 [-] koeficient pro výpočet red. napětí pomocí hypotézy τ max σ red [Nmm 2 ] redukované napětí Bezpečnost šroubového spoje k = R e σ red k = ,6 k = 7, 1 Kde: Re [Nmm 2 ] mez kluzu šroubu třídy 10.9 k [-] bezpečnost spoje k mezi kluzu (7-51) (7-52) Kontrola otlačení stykových ploch Kontrolu na otlačení jsem provedl na dvou plochách zvonu. První plochou je plocha mezi zvonem a přírubou motoru. Druhou plochou je plocha mezi zvonem a přírubou zvonu. Z níže uvedených výpočtů obou ploch vyplívá, že oba vypočtené tlaky jsou menší než dovolený tlak pro hliník, který je pdov = 20 MPa jak již bylo zmíněno v kapitole Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

73 Plocha mezi zvonem a přírubou motoru S p1 = π (d pmax d pmin ) (7-53) S p1 = π 4 ( ) (7-54) S p1 = 2 736,3 mm 2 p k1 = F N S k1 p k1 = ,3 p k1 = 0, 59 MPa < p dov = 20 MPa (7-55) (7-56) Kde: Sp1 [mm 2 ] kontaktní plocha mezi zvonem a přírubou motoru pk1 [MPa] kontaktní tlak na ploše mezi zvonem a přírubou motoru Plocha mezi zvonem a přírubou zvonu S p2 = π (d zmax d zmin ) (7-57) S p2 = π 4 (882 60,5 2 ) (7-58) S p2 = 3 207,4 mm 2 Kde: p k2 = F N S k1 p k2 = ,4 p k2 = 0, 51 MPa < p dov = 20 MPa Sp2 [mm 2 ] kontaktní plocha mezi zvonem a přírubou zvonu pk2 [MPa] kontaktní tlak na ploše mezi zvonem a přírubou zvonu (7-59) (7-60) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

74 7.4. Pevnostní kontrola skupinového šroubového spoje Tato pevnostní kontrola skupinového šroubového spoje se zabývá šroubovým spojem, který zajišťuje připojení zvonu k rámu pásového dopravníku. Tento spoj je realizován čtyřmi šrouby s kuželovou hlavou a vnitřním šestihranem DIN 7991 M5x Pro názornost je tento spoj vyobrazen v Obr Z pohledu technického kreslení jsem vynechal šrafování z důvodu přehlednosti obrázku. Tyto šrouby jsou od horizontální osy posunuty o úhel 30. Obr. 7-2 Kontrolovaný skupinový šroubový spoj Pro kontrolu šroubového spoje je zapotřebí mnoho známých hodnot, které jsou sepsané v Tab Jedná se o základní rozměry, ze kterých vycházím. Ostatní potřebné výpočtové rozměry budou uvedeny buď přímo v potřebném obrázku nebo v textu u příslušného výpočtu. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

75 Tab. 7-2 Parametry šroubového spoje Součást Parametr Značení Jednotka Hodnota Vzdálenost těžiště - elektromotoru od šroubového xm [mm] 137 spoje - Hmotnost pohonu mm [kg] 20 Šroub DIN 7991 M5x Mez kluzu Rp0,2 [N/mm 2 ] 900 Rozteč závitu PZ [mm] 0,8 Střední průměr závitu d2 [mm] 4,480 Průměr jádra šroubu d3 [mm] 4,019 Průměr díry pro šroub DD [mm] 6 Průměr hlavy šroubu DH1 [mm] 9,43 Průměr hlavy šroubu u dříku DH2 [mm] 5 Průměr dříku šroubu dšd [mm] 5 Utahovací moment šroubu MKK [Nm] 7,6 Modul pružnosti ocelového šroubu Eo [N/mm 2 ] Modul pružnosti dílu z hliníkové slitiny EAL [N/mm 2 ] Výpočet zatěžovacího momentu Prvním krokem byl určen moment, kterým působí motor s převodovkou na daný šroubový spoj. F M = m M g (7-61) F M = 20 9,81 (7-62) F M = 196, 2 N M o = F M x M (7-63) M o = 196,2 0,137 (7-64) M o = 26, 9 Nm Kde: Mo [Nm] ohybový moment působící na šroubový spoj FM [N] síla působící na šroubový spoj xm [mm] vzdálenost těžiště elektromotoru od šroubového spoje mm [kg] hmotnost pohonu g [ms -2 ] tíhové zrychlení Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

76 Výpočet přitěžujících sil do jednotlivých šroubů skupinového spoje Jelikož se jedná o nerovnoměrně zatížený spoj zvolil jsem postup řešení následující. Na Obr. 7-3 je vidět šroubové pole s uvažovaným zatížením. Příčná síla, kterou působí na šrouby elektromotor s převodovkou zatíží 1. řadu šroubů a 2. řadu šroubů odlišně. Proto uvažuji, že se bude zvon otáčet kolem bodu B a tím také radiální síla způsobí příslušně veliké přírůstky namáhání šroubů v 1. a 2. řadě. Obr. 7-3 Uvažované zatížení skupinového šroubového spoje Z Obr. 7-3 vyplývají dvě rovnice, ze kterých jsem schopen vypočítat neznámé přírůstky zatížení daných šroubů. M o = 2 ( F 1 l 1 + F 2 l 2 ) (7-65) F 1 l 1 = F 2 l 2 (7-66) Kde: F 1 [N] přitížení šroubů v 1. řadě F 2 [N] přitížení šroubů v 2. řadě l1 [mm] vzdálenost osy šroubu v 1. řadě od bodu B l2 [mm] vzdálenost osy šroubu v 2. řadě od bodu B Z výše uvedené rovnice (7-66) vyjádřím F 1 a dále dosadím do rovnice (7-65) a vypočítám jednotlivé hodnoty přitížení. F 1 = l 1 l 2 F 2 (7-67) F 2 = M o 2 l 1 2 l2 +2 l 1 (7-68) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

77 Po dosazení do rovnice (7-68) dostávám: F 2 = 26,9 2 0,022 0, ,02 (7-69) F 2 = 448, 3 N Po dosazení do rovnice (7-67) dostávám: F 1 = 0,02 448,3 (7-70) 0,04 F 1 = 224, 15 N Z Obr. 7-3 vyplývá, že namáhání šroubů bude větší ve 2. řadě. Proto mohu napsat jednoduchou nerovnost: F 2 > F 1 (7-71) Výpočet osového předpětí šroubu po montáži Osové předepnutí šroubu při montáži závisí hlavně na utahovacím momentu šroubu. Osové předepnutí šroubového spoje pro šroub s kuželovou hlavou se vypočítá: Q o = M KK d2 2 tan(γ+φ )+ f M sin α R R STŘ (7-72) Kde: Qo [N] osové předpětí šroubu po montáži MKK [Nm] utahovací moment šroubu d2 [mm] střední průměr závitu γ [ ] úhel stoupání závitu φ [ ] třecí úhel v závitu fm = 0,15 [-] tření v závitu αr = 45 [ ] úhel sklonu kuželové plochy hlavy šroubu RSTŘ [mm] střední poloměr dosedací kuželové plochy pod hlavou šroubu Výpočet středního poloměru dosedací kuželové plochy pod hlavou šroubu: R STŘ = R STŘ = D H1 2 +D D 2 2 9, R STŘ = 3, mm (7-73) (7-74) Kde: RSTŘ [mm] střední poloměr dosedací kuželové plochy pod hlavou šroubu DH1 [mm] průměr hlavy šroubu DD [mm] průměr díry pro šroub Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

78 Kde: Kde: V dalším kroku jsem vypočítal úhel stoupání závitu a úhel tření v závitu. tan γ = P Z tan γ = π d 2 0,8 π 4,480 (7-75) (7-76) tan γ = 0, γ = tan 1 γ = 3, (7-77) γ [ ] úhel stoupání závitu d2 [mm] střední průměr závitu PZ [mm] rozteč závitu tan φ = f cos β (7-78) tan φ = 0,15 (7-79) cos 30 tan φ = 0, φ = tan 1 φ = 9, (7-80) φ [ ] třecí úhel v závitu f [-] součinitel tření β = 30 [ ] úhel boku závitu Dosazení do vzorce (7-72): Q o = 7, ,480 0,15 (7-81) tan(3, ,82615)+ 2 sin 45 3,8575 Q o = 5 677, 1 N Diagram předepjatého šroubového spoje F-Δl a zatížení jeho jednotlivých částí Jelikož je při montáži šroubový spoj záměrně uvedený do stavu vnitřní napjatosti způsobené osovým předpětím šroubu Qo tak při provozu na jednotlivé řady šroubů působí přitěžující síly F 1 a F 2. Obvykle se řešení provádí pomocí trojúhelníkového grafu síla deformace. Pomocí tohoto diagramu se řeší předpěťové a provozní stavy šroubových spojů. Z Obr. 7-3 vyplývá, že nejvíce jsou přitíženy šrouby ve 2. řadě, proto maximální vnitřní síla Q1 v trojúhelníkovém diagramu je odvozena právě od vnější síly F 2. Na Obr. 7-4 je uveden trojúhelníkový diagram síla-deformace upravený přímo pro kontrolovaný šroubový spoj. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

79 Obr. 7-4 Trojúhelníkový diagram síla deformace Pro další výpočet potřebujeme definovat geometrické parametry šroubového spoje. Tyto parametry jsou patrné na Obr. 7-5 a odpovídající rozměry jsou uvedeny v Tab Obr. 7-5 Rozměry šroubového spoje Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

80 Tab. 7-3 Rozměry šroubového spoje Označení Jednotka Rozměr lz [mm] 9,5 ld [mm] 1,45 ld1a [mm] 0,1 l D = 1,25 ld [mm] 12,5 ld1 [mm] 5 ld2 [mm] 7,5 ld1b [mm] 3,45 lčsn [mm] 20 DR [mm] 10 DSTŘ [mm] 7,215 DD [mm] 6 Z Obr. 7-5 jsem schopný určit části šroubového spoje, které jsou buďto přitěžované nebo naopak odlehčované. V následující Tab. 7-4 jsou symbolem + označeny části, kde působí TAH, symbolem - jsou označeny části, kde působí TLAK. V posledním sloupci Tab. 7-4 jsou určeny konstanty tuhosti c1 (přitěžované součásti) a c2 (odlehčované součásti). Tab. 7-4 Určení konstant tuhosti c 1 a c 2 Část Vliv Q0 po montáži Vliv ΔF2 při zatížení Konstanty c1 nebo c2 ŠROUB + + Započítáno do c1 DESKA 1 ld1a - - Započítáno do c1 ld1b - + Započítáno do c2 DESKA Započítáno do c Výpočet tuhosti šroubu Konstanta tuhosti šroubu se skládá ze dvou částí. První částí je tuhost části šroubu, kde není závit (dřík), druhou částí je tuhost šroubu, kde je závit (závitová část šroubu). 1 = c s c sd c sz (7-82) Kde: cs [N/mm] tuhost šroubu csd [N/mm] tuhost dříku šroubu csz [N/mm] tuhost závitu šroubu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

81 Výpočet tuhosti dříku šroubu: Kde: c sd = E o S d l d S d = π d 2 ŠD 4 S d = π 52 4 S d = 19, 635 mm 2 c sd = ,635 1,45 c sd = , 7 N/mm csd [N/mm] tuhost dříku šroubu Eo [N/mm 2 ] modul pružnosti v tahu ocelového šroubu ld [mm] délka dříku šroubu Sd [mm 2 ] plocha dříku šroubu dšd [mm] průměr dříku šroubu (7-83) (7-84) (7-85) (7-86) Výpočet tuhosti závitu šroubu: Kde: c sz = E o S z l z S z = π d S z = π 4,482 4 S z = 15, 763 mm 2 c sz = ,763 9,5 c sz = , 3 N/mm csz [N/mm] poddajnost závitu šroubu Eo [N/mm 2 ] modul pružnosti v tahu ocelového šroubu lz [mm] délka závitu šroubu Sz [mm 2 ] plocha závitu šroubu d2 [mm] střední průměr závitu (7-87) (7-88) (7-89) (7-90) Dosazení do vzorce (7-82) pro výpočet tuhosti šroubu: 1 1 = + 1 c s , ,3 (7-91) c s = , 8 N/mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

82 Výpočet tuhosti přitěžovaných součástí Z Tab. 7-4 je patrné, že poddajnost přitěžovaných součástí se bude skládat ze tří částí z poddajnosti šroubu, z poddajnosti DESKY 1 v části ld1a, z poddajnosti DESKY 2. 1 = (7-92) c 1 c s c ld1a c ld2 Kde: c1 [N/mm] tuhost přitěžovaných součástí cs [N/mm] tuhost šroubu c ld1a [N/mm] tuhost DESKY 1 v části ld1a c ld2 [N/mm] tuhost DESKY 2 Výpočet tuhosti DESKY 1 v části ld1a: c ld1a = E AL S ld1a l D1a S ld1a = π (D R 2 2 D STŘ ) 4 S ld1a = π (102 7,215 2 ) 4 S ld1a = 37, mm 2 c ld1a = , ,25 c ld1a = , 8 N/mm (7-93) (7-94) (7-95) (7-96) Kde: c ld1a [N/mm] tuhost DESKY 1 v části ld1a S ld1a [mm 2 ] plocha mezikruží mezi průměrem DR a DSTŘ EAL [N/mm 2 ] modul pružnosti v tahu hliníkové patky motoru ld1a [mm] šířka přitěžované části DESKY 1 DR [mm] vnější průměr náhradní Rötscherovy trubky DSTŘ [mm] střední průměr dosedací kuželové plochy pod hlavou šroubu Výpočet tuhosti DESKY 2: c ld2 = E AL S ld2 l D2 S ld1a = π (D R 2 d 2 ) 4 S ld1a = π (102 4,48 2 ) 4 S ld1a = 62, mm 2 c ld1a = , ,5 c ld1a = , 6 N/mm (7-97) (7-98) (7-99) (7-100) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

83 Kde: c ld2 [N/mm] poddajnost DESKY 2 S ld2 [mm 2 ] plocha mezikruží mezi průměrem DR a D2 EAL [N/mm 2 ] modul pružnosti v tahu hliníkové patky motoru ld2 [mm] délka přitěžované DESKY 2 DR [mm] průměr Rötscherovy trubky d2 [mm] střední průměr závitu Dosazení do vzorce (7-92) pro výpočet poddajnosti přitěžovaných součástí a výpočet tuhosti: 1 c 1 = , , ,6 c 1 = , 1 N/mm Výpočet tuhosti odlehčovaných součástí (9-101) Z Tab. 7-4 je vidět, že tuhost odlehčovacích součástí se bude skládat pouze z jedné části z tuhosti DESKY 1 v části ld1b. Kde: c 2 = c ld1b = E AL S ld1b l D1b (7-102) S ld1b = π (D R 2 D 2 D ) 4 S ld1b = π ( ) 4 S ld1b = 50, mm 2 c 2 = , ,45 c 2 = , 4 N/mm c2 [N/mm] tuhost odlehčovaných součástí c ld1b [N/mm] tuhost DESKY 1 v části ld1b S ld1b [mm 2 ] plocha mezikruží mezi DR a DD EAL [N/mm 2 ] modul pružnosti v tahu hliníkové patky motoru ld1b [mm] šířka odlehčované části DESKY 1 DR [mm] průměr Rötscherovy trubky DD [mm] průměr díry pro šroub Výpočet sil trojúhelníkového diagramu F - Δl (7-103) (7-104) (7-105) F 1(2) = c 1 c 1 +c 2 F 2 (7-106) F 1(2) = F 1(2) = 64, 2 N , , ,4 448,3 (7-107) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

84 Kde: F1(2) [N] přitěžující síla působící na šrouby ve 2. řadě c1 [N/mm] tuhost přitěžovaných součástí c2 [N/mm] tuhost odlehčovaných součástí ΔF2 [N] přitížení šroubů ve 2. řadě F 2(2) = c 2 c 1 +c 2 F 2 (7-108) F 2(2) = , , ,4 F 2(2) = 384, 1 N 448,3 (7-109) Kde: F2(2) [N] odlehčující síla DESKU 1 v části ld1b působící na šrouby ve 2. řadě c1 [N/mm] tuhost přitěžovaných součástí c2 [N/mm] tuhost odlehčovaných součástí ΔF2 [N] přitížení šroubů ve 2. řadě Q 1(2) = Q o + F 1(2) (7-110) Q 1(2) = 5 677,1 + 64,2 (7-111) Q 1(2) = 5 741, 3 N Kde: Q1(2) [N] maximální vnitřní provozní síla ve šroubu 2. řady Qo [N] osové předpětí šroubového spoje F1(2) [N] přitěžující síla působící na šrouby ve 2. řadě Q 2(2) = Q o F 2(2) (7-112) Q 2(2) = 5 677,1 384,1 (7-113) Q 2(2) = N Kde: Q2(2) [N] provozní předpětí šroubu 2. řady Qo [N] osové předpětí šroubového spoje F2(2) [N] odlehčující síla DESKU 1 v části ld1b působící na šrouby ve 2. řadě Pevnostní kontrola šroubového spoje Pevnostní kontrola šroubového spoje se skládá z výpočtu tahového napětí a smykového napětí. Posledním krokem je výpočet redukovaného napětí a výpočet bezpečnosti šroubového spoje Tah S 3 = π d S 3 = π 4, S 3 = 12,7 mm 2 (7-114) (7-115) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

85 Kde: σ t = Q 1(2) S 3 σ t = 5 741,3 12,7 σ t = 452, 1 N/mm 2 d3 [mm] průměr jádra šroubu S3 [mm 2 ] plocha jádra šroubu σ t [N/mm 2 ] tahové napětí ve šroubu (7-116) (7-117) Krut W k = π d W k = π 4, W k = 12,8 mm 3 (7-118) (7-119) M k = Q o d 2 tan(γ + φ ) 2 (7-120) M k = 5 677,1 4,48 tan( 3, ,82615) 2 (7-121) M k = 2 954,5 Nmm Kde: τ k = M k W k τ k = 2 954,5 12,8 τ k = 230, 8 N/mm 2 Wk [mm 3 ] průřezový modul v krutu τ k [N/mm 2 ] napětí v krutu Mk [Nmm] kroutící moment Qo [N] osové předpětí šroubového spoje d2 [mm] střední průměr závitu d3 [mm] průměr jádra šroubu (7-122) (7-123) Redukované napětí σ red = σ t + α HMH τ k (7-124) σ red = 452, ,8 2 (7-125) σ red = 673, 6 N/mm 2 Kde: αhmh = 3 [-] koeficient pro výpočet red. napětí pomocí hypotézy HMH σ red [N/mm 2 ] redukované napětí Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

86 Bezpečnost šroubového spoje Kde: k = R p0,2 σ red k = ,6 k = 1, 34 k [-] bezpečnost spoje k mezi kluzu σ red [N/mm 2 ] redukované napětí Rp0,2 [N/mm 2 ] mez pevnosti v tahu (7-126) (7-127) Kde: Kontrola tlaku v závitu p z = Q 1(2) π d 2 z H 1 p Dz (7-128) z = m z P z z = 15 0,8 z = 18,75 (7-129) (7-130) H 1 = 0,541 P z (7-131) H 1 = 0,541 0,8 (7-132) H 1 = 0,432 8 mm Dosazení do vzorce (7-128) pro výpočet tlaku v závitu: p z = 5 741,3 π 4,48 18,75 0,4328 (7-133) p z = 50, 3 MPa p Dz = 80 MPa (7-134) pz [MPa] tlak v závitu pdz = 80 [MPa] dovolený tlak v závitu Q1(2) [N] maximální vnitřní provozní síla ve šroubu 2. řady d2 [mm] střední průměr závitu mz [mm] délka zašroubované části závitu PZ [mm] rozteč závitu Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

87 Kontrola tlaku v dosedací kuželové ploše šroubu I v případě, že je použit šroub s kuželovou dosedací hlavou, je možné použít podle zažité konvence kontrolu na měrný tlak jednoduchým způsobem s uvažováním kontaktní plochy odpovídající průmětu kuželové plochy. Kde: p = Q 1(2) π ( D 2 H1 4 D D 2 4 ) p D (7-135) p = 5 741,3 π ( 9, ) (7-136) p = 138, 1 MPa p D = 180 MPa p [MPa] střední normálový tlak Q1(2) [N] maximální vnitřní provozní síla ve šroubu 2. řady DH1 [mm] průměr hlavy šroubu DD [mm] průměr díry pro šroub Kontrola skupinového šroubového spoje na příčnou sílu Šroubový skupinový spoj je zatížen příčnou silou FP = 196,2 N. Dále mohu psát obecnou rovnici únosnosti svěrného spoje. Třecí síla FTŘ je znázorněna na Obr F TŘ k F P (7-137) Obr. 7-6 Umístění příčné síly Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

88 Pro výpočet třecí síly je zapotřebí nejdříve vypočítat maximální vnitřní provozní sílu ve šroubu 1. řady Q1(1). Kde: F 2(1) = c 2 c 1 +c 2 F 1 (7-138) F 2 = , , ,4 F 2 = 192 N 224,14 (7-139) Q 2 = Q o F 2(1) (7-140) Q 2 = 5 677,1 192 (7-141) Q 2 = 5 485, 1 N Q2(1) [N] provozní předpětí šroubu 1. řady Qo [N] osové předpětí šroubového spoje F2(1) [N] odlehčující síla DESKU 1 v části ld1b působící na šrouby ve 1. řadě c1 [N/mm] poddajnost přitěžovaných součástí c2 [N/mm] poddajnost odlehčovaných součástí ΔF2 [N] přitížení šroubů ve 2. řadě Výpočet třecí síly FTŘ: F TŘ = 2 ( T 1 + T 2 ) (7-142) F TŘ = 2 f(q 2(1) + Q 2(2) ) (7-143) F TŘ = 2 0,15 (5485, ) (7-144) F TŘ = 3 233, 4 N Kde: FTŘ [N] třecí síla ΔT1 [N] třecí síla v 1. řadě šroubů ΔT2 [N] třecí síla v 2. řadě šroubů Q2(1) zbytkové provozní předpětí šroubu v 1. řadě Q2(2) zbytkové provozní předpětí šroubu ve 2. řadě Výsledný součinitel bezpečnosti skupinového šroubového spoje při přenosu příčné síly FP: Kde: k T = F TŘ F P k T = 3 233,4 196,2 k T = 16, 5 kt [-] bezpečnost skupinového šroubového spoje k příčné síle FM FTŘ [N] třecí síla FP [N] příčná síla (7-145) (7-146) Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

89 Zhodnocení skupinového šroubového spoje Byly vypočteny všechny potřebné kontroly skupinového šroubového spoje. Z výše uvedených výpočtů vyplývá, že navržený šroubový spoj vyhovuje s dostatečnou bezpečností. Dále tlaky v závitu šroubu i pod kuželovou hlavou šroubu vyhovují oproti maximálnímu dovolenému tlaku. V následující Tab. 7-5 jsou shrnuté výsledky skupinového šroubového spoje. Tab. 7-5 Výsledné hodnoty skupinového šroubového spoje Bezpečnost šroubového spoje k [-] 1,34 Bezpečnost spoje proti příčné síle kt [-] 16,5 Tlak v závitu šroubu pz [MPa] 50,3 Tlak v kuželové dosedací ploše šrobu p [MPa] 138,1 Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

90 8. Výpočet metodou konečných prvků MKP V této kapitole je popsán výpočet metodou konečných prvků MKP a aplikace této metody pro zvolený komponent pásového dopravníku. Metoda konečných prvků, zkráceně MKP, je numerický nástroj, pro simulaci průběhu napětí, deformací, proudění tepla, vlastních frekvencí a dalších jevů na vytvořeném modelu. Velkou výhodou této metody je výpočet napětí nebo deformací u tvarově složitých součástí, které bychom jednoduchými metodami pružnosti a pevnosti nedokázali spočítat, popřípadě bychom museli výpočet velmi zjednodušit a tím znepřesnit výsledek. Pomocí této metody můžeme provést počítačovou simulaci před výrobou prototypu. Tímto postupem lze optimalizovat tvar součástí s ohledem na využitý materiál. Celý princip této metody spočívá v diskretizaci celé součásti na konečný počet elementů a hledané veličiny (napětí, deformace aj.) jsou počítány právě v uzlových bodech sítě, která je vytvořena ze zmíněných elementů. První zmínky o této metodě můžeme najít již v roce 1941 u ruského konstruktéra Alexandra Pavloviche Hrennikoffa, který je považován za zakladatele této metody. Největšího rozmachu se tato metoda dočkala až při příchodu počítačové techniky Výpočet pomocí MKP kluzné desky Pro výpočet pomocí metody konečných prvků jsem zvolil ložní profil dopravního pásu kluznou desku. Pro zjednodušení je počítána samotná součást. Výpočet sestavy je pro požadavky tohoto výpočtu zbytečně složitý. Z výpočtu statické úlohy očekávám pouze výsledek průběhu napětí a průběh deformace desky pro zhodnocení, případně optimalizaci tloušťky plechu. Konstrukční profily jsem také nevolil jako vhodné objekty pro zkoumání pomocí MKP, protože jsou profily nakupované a podle katalogu jsou velikosti profilů doporučované k danému zatížení. Z těchto vypsaných důvodů jsem proto zvolil výpočet kluzné desky. Jedná se o strukturální statický výpočet již zmíněné kluzné desky, která je uložená v plochách 1 šrouby a na ploše 2 je podepřena s nosným rámem (viz Obr. 8-1). U výpočtu se omezím na nejhorší možnou variantu zatížení. Obr. 8-1 Uložení kluzné desky Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

91 Toto zatížení bude největší u nejkratšího vyráběného dopravníku, který bude pouze 500 mm a maximální celkové zatížení kluzné desky bude požadovaných 60 kg. Pro výpočet budu uvažovat minimální šířku dopravního pásu 100 mm a maximální šířku dopravního pásu 600 mm. Pro zatížení jsem předpokládal nejhorší možné zatížení, které by vyvolal velmi úzký a dlouhý výrobek. Tento uvažovaný výrobek reprezentuje označená plocha na Obr Obr. 8-2 Zatížení kluzné desky do ploch reprezentující výrobek Z tohoto důvodu jsem očekával pouze přibližné hodnoty maximálního napětí a maximální deformace kluzné desky, protože rozložení zatížení nikdy nebude ideální, jako ve výpočetním modelu. Vzhledem k tvaru lze očekávat vznik špičkových napětí. V reálném stavu však napomůže rozložení tlaku na pás, který utlumí kontakt i skutečný neostrý tvar dopravovaného materiálu. Ze získaných zkušeností mého vedoucího práce vím, že kluzné desky o níže uvedených výpočetních tloušťkách se v praxi používají i pro vyšší maximální zatížení kluzné desky, a proto je zjednodušení výpočetního modelu přijatelné a případné nepřesnosti nebudou zásadní Analýza kluzné desky o šířce 600 mm Materiál kluzné desky jsem zvolil nerezovou ocel s Youngovým modulem pružnosti v tahu E = N/mm 2, Poissonovým číslem µ = 0,3 a maximálním dovoleným napětím σ D = 200 N/mm 2. Pro tuto analýzu jsem uložil desku v pozici 1 šrouby. Zvolil jsem vazbu, která zachytí pohyby v ose x, y a z. Dále tato vazba zakáže rotaci kluzné desky kolem osy x, y a z. V ploše pod pozicí 2 je kluzná deska uložená na 3M oboustranné lepicí pásce, a proto je zde vazba, která zachytí pohyb v ose y. Ostatní pohyby jsou v rámci úlohy na pozici 2 povolené, což nám dovolí případný malý smyk kluzné desky po 3M oboustranné lepicí pásce. Dále je deska zatížena maximálním možným zatížením, které vyplývá ze zadání, které je 60 kg. Deska je zatížena silou, Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

92 která je konstantně rozložená do celé plochy, označená pozicí 3, reprezentující výrobek. Na Obr. 8-3 jsou vidět jednotlivé pozice a uložení kluzné desky. Obr. 8-3 Uložení a zatížení kluzné desky o šířce 600 mm Síť pro následný výpočet je tvořena čtvercovými elementy (viz Obr. 8-4). Rozměr sítě (délka strany čtverce) je stanven na 1,5 mm., po tloušťce plechu je pět elementů. Obr. 8-4 Síť tvořená čtverci o velikosti 1,5 mm Po výpočtu sítě je síť tvořena ze elementů. Síťovaná deska je vidět na Obr Obr. 8-5 Vysíťovaná kluzná deska o šířce 600 mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

93 Jako první variantu jsem uvažoval kluznou desku o tloušťce 3 mm. Tato deska se jevila pro použití jako nejvhodnější. Velkou výhodou 3 mm kluzné desky je její tuhost při montáži kluzné desky. Další výhodou jsou její malé deformace oproti deskám s menší tloušťkou. Po analýze metodou MKP jsem však došel k závěru, že použití kluzné desky o tloušťce 3 mm je zbytečné, protože maximální napětí (viz Obr. 8-6), které vyšlo σ = 35,2 N/mm 2, je oproti dovolenému napětí minimální a maximální deformace (viz Obr. 8-7), která vyšla u = 0,005 4 mm, je také velmi malá. Obr. 8-6 Rozložení napětí v kluzné desce o síle 3 mm Obr. 8-7 Rozložení deformací na kluzné desce o síle 3 mm Proto jsem přešel k použití kluzné desky o tloušťce 2 mm. Z analýzy pomocí MKP jsem dospěl k závěru, že použít kluznou desku o tloušťce 2 mm je také zbytečné, protože maximální napětí (viz Obr. 8-8), které vyšlo σ = 78,6 N/mm 2, Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

94 je oproti dovolenému napětí stále malé a maximální deformace (viz Obr. 8-9), která vyšla u = 0,016 4 mm. Obr. 8-8 Rozložení napětí v kluzné desce o síle 2 mm Obr. 8-9 Rozložení deformací na kluzné desce o síle 2 mm V poslední části jsem se rozhodl použit kluznou desku o tloušťce 1,5 mm. Z analýzy MKP je patrné, že maximální napětí (viz Obr. 8-10), které je přibližně σ = 139 N/mm 2, je stále oproti dovolenému napětí menší, ale z pohledu konstrukce a ceny kluzné desky je tato varianta dostačující. Maximální deformace kluzné desky (viz Obr. 8-11) je přibližně u = 0,036 9 mm, což je zanedbatelná deformace kluzné desky. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

95 Obr Rozložení napětí v kluzné desce o síle 1,5 mm Obr Rozložení deformací na kluzné desce o síle 1,5 mm Analýza kluzné desky o šířce 100 mm Tuto analýzu jsem provedl pro kontrolu minimální hraniční šíře dopravního pásu 100 mm. Z níže provedeného výpočtu vyplynulo, zda je možné pro jakoukoli šíři dopravního pásu při maximálním zatížení dopravníku 60 kg použít jednu stanovenou kluznou desku o dané síle. Materiál kluzné desky jsem zvolil nerezovou ocel s Youngovým modulem pružnosti v tahu E = N/mm 2, Poissonovým číslem µ = 0,3 a maximálním dovoleným napětím σ D = 200 N/mm 2. Pro tuto analýzu jsem uložil desku v pozici 1 šrouby. Zvolil jsem vazbu, která zachytí pohyby v ose x, y a z. Dále tato vazba zakáže rotaci kluzné desky kolem osy x, y a z. V ploše pod pozicí 2 je kluzná deska uložená na 3M oboustranné Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

96 lepicí pásce, a proto je zde vazba, která zachytí pohyb v ose y. Ostatní pohyby jsou v rámci úlohy na pozici 2 povolené, což nám dovolí případný malý smyk kluzné desky po 3M oboustranné lepicí pásce. Dále je deska zatížena maximálním možným zatížením, které vyplývá ze zadání, které je 60 kg. Deska je zatížena silou, která je konstantně rozložená do celé plochy, označená pozicí 3, reprezentující výrobek. Na Obr jsou vidět jednotlivé pozice a uložení kluzné desky. Síť pro následný výpočet je tvořena čtvercovými elementy (viz Obr. 8-13). Obr Uložení a zatížení kluzné desky o šířce 100 mm Rozměr sítě (délka strany čtverce) je stanoven na 0,5 mm, po tloušťce plechu je pět elementů. Obr Síť tvořená čtverci o velikosti 0,5 mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

97 Po výpočtu sítě je síť tvořena z elementů. Síťovaná deska je vidět na Obr Obr Vysíťovaná kluzná deska o šířce 100 mm Jako první variantu jsem uvažoval, stejně jako u varianty s pásem o šířce 600 mm, kluznou desku o tloušťce 3 mm. Po analýze metodou MKP jsem však došel k závěru, že použití kluzné desky o tloušťce 3 mm je zbytečné, stejně jako u varianty s pásem o šířce 600 mm, protože maximální napětí (viz Obr. 8-15), které vyšlo σ = 10,9 N/mm 2, je oproti dovolenému napětí minimální a maximální deformace (viz Obr. 8-16), která vyšla u = 0,000 9 mm, je zanedbatelná. Obr Rozložení napětí v kluzné desce o síle 3 mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

98 Obr Rozložení deformací na kluzné desce o síle 3 mm Proto jsem přešel k použití kluzné desky o síle 2 mm stejně jako při výpočtu desky o šíři 600 mm. Z analýzy pomocí MKP jsem usoudil, že použít kluznou desku o tloušťce 2 mm je také zbytečné, protože maximální napětí (viz Obr. 8-17), které vyšlo σ = 25,3 N/mm 2, je oproti dovolenému napětí stále malé a maximální deformace (viz Obr. 8-18), která vyšla u = 0,002 7 mm, je zanedbatelná. Obr Rozložení napětí v kluzné desce o síle 2 mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

99 Obr Rozložení deformací na kluzné desce o síle 2 mm Proto jsem použil kluznou desku o síle 1,5 mm. Z analýzy MKP je patrné, že maximální napětí (viz Obr. 8-19), které je přibližně σ = 46 N/mm 2, je stále oproti dovolenému napětí čtvrtinové, ale z pohledu konstrukce a ceny kluzné desky je tato varianta dostačující. Maximální deformace kluzné desky (viz Obr. 8-20) je přibližně u = 0,006 mm, což je zanedbatelná deformace kluzné desky. Obr Rozložení napětí v kluzné desce o síle 1,5 mm Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

100 Obr Rozložení deformací na kluzné desce o síle 1,5 mm 8.2. Shrnutí výsledků MKP analýzy Z výše uvedených analýz kluzné desky vyplívá, že v nejvýhodnější je použití kluzné desky o tloušťce 1,5 mm. Pomocí MKP analýzy byly analyzovány dva nejhorší případy, které nastanou při použití nejkratšího možného dopravníku o délce 500 mm a při tloušťce dopravního pásu 100 mm nebo 600 mm. Pro tyto případy jsem provedl analýzy pomocí metody MKP. Jednotlivé výsledky jsou sepsány v následující Tab Výsledky obsažené v tabulce jsou zaokrouhlené. Přesnější výsledky jsou v samotných obrázcích, které jsou uvedeny výše. Tab. 8-1 Porovnání výsledků MKP analýzy lkd bkd t σ u [mm] [mm] [mm] [N/mm 2 ] [mm] 3 10,9 0, ,3 0, ,5 46 0, ,2 0, ,6 0, , ,036 9 Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

101 9. Závěr Byl zpracován parametrický návrh pásového dopravníku pro přepravu kusových dílů. Byla provedena rešeršní část, kde lze najít rozdělení dopravníků a popis jednotlivých konstrukčních prvků pásových dopravníků a jejich konstrukčních variant. Pro zadaný rozsah parametrů jsou zpracované návrhové a kontrolní výpočty. Těmto výpočtům pak odpovídá navržené konstrukční řešení. Z této části vychází další kapitoly diplomové práce. Byli vytipováni vhodní dodavatelé komponentů pásového dopravníku. Volba nakupovaných dílů a jejich dodavatelů byla provedena s ohledem na rychlost dodání. Model dopravníku je řešen parametricky s délkou od 500 mm do mm a šířkou od 100 mm až 600 mm s krokem po 100 mm. Dále je dopravník navržen na požadované rychlosti od 3 m/min do 21 m/m s krokem po 3 m/min. Konstrukce dopravníku je tvořena z unifikovaných hliníkových profilů společnosti Bosch Rexroth. Pomocí hliníkových profilů je tvořena i podpěrná konstrukce pásového dopravníku. Konstrukce je jednoduchá, ložiska, pružná spojka a patky jsou pro všechny parametry dopravníku totožné. Pohon je zvolen podle požadované rychlosti, parametricky ovlivněné díly jsou hnací a vratný buben, kluzná deska, dopravní pás, podélné a příčné nosníky z hliníkových profilů. Všechny tyto díly lze upravit ve výrobě z předem připravených polotovarů. Model dopravníku je zpracován plně parametricky ve 3D CAD. Parametricky je zpracován také výpočet v xls. Výstup je uveden v koncepčním 2D výkresu (viz Příloha 20). Na Obr. 9-1 můžeme vidět ISO pohled na extrémní velikosti dopravníků, tj. v zadaném rozsahu největší dopravník délky mm se šířkou pásu 600 mm a nejmenší možný dopravník délky 500 mm a šířkou pásu 100 mm. Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu

102 Obr. 9-1 ISO pohled maximálního a minimálního pásového dopravníku Návrh pásového dopravníku pro přepravu kusového materiálu